二級直齒圓錐齒輪減速器
二級直齒圓錐齒輪減速器,二級,圓錐,齒輪,減速器
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0.98
一對球軸承的效率 η4= 0.99
閉式直齒圓錐齒傳動效率η5= 0.95
閉式直齒圓柱齒傳動效率η6= 0.97
b. 總效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808
c. 所需電動機的輸出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw
3. 選擇電動機的型號
查參考文獻[1]表4-12.2 得 表1.1
方案號
電機
類型
額定
功率
同步
轉(zhuǎn)速
滿載
轉(zhuǎn)速
總傳
動比
1
Y100L2-4
3
1500
1420
22.294
2
Y132S-6
3
1000
960
15.072
根據(jù)以上兩種可行同步轉(zhuǎn)速電機對比可見，方案2傳動比小且質(zhì)量價格也比較合理，所以選擇Y132S-6型電動機。
三， 動和動力參數(shù)的計算
1. 分配傳動比
（1） 總傳動比i=15.072
（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762，
直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4
（3） 實際總傳動比i實=i12i34=3.762×4=15.048,
∵Δi=0.021﹤0.05，故傳動比滿足要求滿足要求。
2. 各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖1.1中標出）
n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min
3. 各軸的功率
η=0.808
Pr=3 kw
選用三相異步電動機Y132S-6
p=3 kw
n=960r/min
i=15.072
i12=3.762
i23=4
n0=960r/min
n1=960r/min
n2=303.67r/min
n3=63.829r/min
n4=63.829r/min
3.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw
4. 各軸的轉(zhuǎn)矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：
T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m,
T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m
四，傳動零件的設計計算
1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算
a．選材：
小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255，
σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa
大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217，
σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa
b. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應力循環(huán)次數(shù)N：
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10
查圖5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa
∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa
c．按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：
取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79
∵實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1，
∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當量齒數(shù)zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79
p0= 3 kw
p1= 2.970 kw
p2= 2.965 kw
p3=2.628 kw
p4=2.550 kw
T0=29.844 N·m
T1=29.545 N·m
T2=86.955 N·m
T3=393.197N·m
T=381.527N·m
σHP1=580 Mpa，
σFmin1=220 Mpa
σHP2=560 Mpa，
σFmin2=210 Mpa
[σH]=533.6Mpa
圓錐齒輪參數(shù)
Z1=21
Z2=79
δ1=1742 12
δ2 =7216 35
4.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
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由[2]圖5-14，5-15得
YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81
ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5
由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由[2] 取K=1.4
又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3
由[2]式5-56計算小齒輪大端模數(shù)：
m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF]（1-0.5фR）2 √u2 +1}
將各值代得 m≥1.498
由[2]表5-9取 m=3 ㎜
d．齒輪參數(shù)計算：
大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜
齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜，
da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827㎜
齒根圓直徑df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035
=56.142㎜
df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808㎜
齒輪錐距 R=√d1+ d2/2=122.615㎜，
大端圓周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，
齒寬b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜
由[2]表5-6，選齒輪精度為8級
由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R
=（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜
取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜
輪寬 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜
L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜
e．驗算齒面接觸疲勞強度： 按[2]式5-53
σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR）2 ]，代入各值得
圓錐齒輪參數(shù)
m=3 ㎜
d1=63㎜
d2=237㎜
da1= 68.715㎜
da2=238.827㎜
df1=56.142㎜
df2=231.808㎜
R=122.615㎜
v=3.165m/s
b= 36.78㎜
Δ1=10㎜
Δ2=14㎜
c=10㎜
L1=12.4㎜
L2=39㎜
5.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
σH=470.899﹤[σH] =533.6 Mpa
∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件
f．齒輪彎曲疲勞強度校核：按[2]式5-55
由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式 5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa
[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa
∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa
由[2]式5-24計算齒跟彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 Mpa
σF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa
∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度
2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算
a．選材：
小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255，
σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa
大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217，
σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpa
b. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應力循環(huán)次數(shù)N：
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10
查圖5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa
[σH]=533.6 Mpa
[σF]=300 Mpa
σHP1=580 Mpa
σFmin1=220 Mpa
σHP2=560 Mpa
σFmin2=210 Mpa
6.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa
∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=560.28 Mpa
c. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：
∵u=i34=4，фa=0.4，
ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200 ·sin200 =2.5
且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1
∴ [2]式5-18計算中心距：
a≥（1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2 /（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜
由[1]表4.2-10 圓整 取 a=160㎜
d．齒輪參數(shù)設計：
m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜
查[2]表5-7取 m=2㎜
齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32
Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128
則實際傳動比 i=149/31=4
分度圓直徑 d1=mz1=2×32=64 ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜
齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜
齒基圓直徑 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14㎜
db2= d2cosα=256×cos20o =240.56㎜
齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜
df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜
圓周速度 v=∏d1n2/60×103
=3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s，
中心距 a=（d1+d2）/2=160㎜
齒寬 b=aΦa =0.4×160=64㎜
由[2]表5-6，選齒輪精度為8級
[σH]=560.28 Mpa
圓柱齒輪參數(shù)
m=2㎜
Z1=32
Z2=128
d1=64 ㎜
d2=256㎜
da1=8㎜
da2=260㎜
db1 =60.14㎜
db2 =240.56㎜
df1=59㎜
df2= 251㎜
v=1.113 m/s
a=160㎜
b=64㎜
7.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
e. 驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]圖5-4（d），按8級精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13；
∴ K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397
又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；
ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17
∴重合度 εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+ z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）]=1.773
即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5
∴ σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2 1頁：8
u=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa
∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件
f．齒輪彎曲疲勞強度校核：
按Z1=32，Z2=128，由[2]圖5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84
由[2]式5-23計算
Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673
由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式 5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa
[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa
[σF1]= 314.29 Mpa
[σF2]= 300 Mpa
8.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa
由[2]式5-24計算齒跟彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 ﹤300 Mpa
σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300 Mpa
∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度
五， 軸的設計計算
4. 減速器高速軸I的設計
a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，
按 [2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa
b. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻[2] 有 d≥A√p/n
∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16
∴d1≥16~23㎜ 取d1=20㎜
c. 考慮I軸與電機伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機的軸伸直徑為dD=38㎜，查[1]表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y38×82，Y30×60），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示
d. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力：
（1）圓周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N，
（2）徑向力Fr1= Ft1·tanα·cosδ1
=915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N，
（3）軸向力Fa1= Ft1·tanα·sinδ1
=915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N，
e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：
∵ΣMB=0，∴Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N
∵ΣY=0，∴RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，
[σF]=300 Mpa
σB=637 Mpa，
[σb]-1=59 Mpa
d1=20㎜
選用柱銷聯(lián)軸器
HL3（Y38×82，Y30×60）
Ft1=915.52 N
Fr1=317.44 N
Fa1=101.33 N
Rcy= 1595.97N
RBY=-680.45 N
9.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
∴垂直面內(nèi)D點彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·㎜=3.662 N·m
f. 水平面內(nèi)的支撐反力：
∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07 N，
∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，
∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·m
g. 合成彎矩：MD=√M+ M= 0 N·m，
M=√M+ M=7.98 N·m
h. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，
計算扭矩：T=T1 =29.545N·m
I. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻[3]第三強度理論進行校核：
由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度，
∵MD ＜M ，∴取M= M=7.98 N·m，
又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m
∴σ=√M+T/ w=√7.98+29.545/1.045×10=39.132≤[σb]-1= 59 Mpa
故該軸滿足強度要求。
2. 減速器低速軸II的設計
a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較?。X跟圓直徑db1=62㎜）需制成齒輪軸結(jié)構(gòu)，故與齒輪的材料和熱處理應該一致，即為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理
按 [2]表8-3查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa
b. 該軸結(jié)構(gòu)如圖1.3a，受力計算簡圖如圖1.3b
齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）：
Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，
齒輪3受力：
Mdy=0
M= 3.662 N·m
RCz=419.07 N
RBz= -101.63N
MDz=0
M= -7.095N·m
MD=0 N·m，
M=7.98 N·m
T= 29.545N·m
M= 7.98 N·m
σb=637 Mpa，
[σb]-1=59 Mpa
Ft2=915.52N
Fr2=317.44 N
Fa2= 101.33 N
10.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
（1）圓周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N
（2）徑向力Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200 =980.49 N
c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：
∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26 N
∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26
=1690.13 N
∴垂直面內(nèi)C點彎矩：
MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m，
M= RBY（L2+L3）- Ft3L2
=1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m，
D點彎矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m，
M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2
=1919.26×120-915.52×70=92.96 N·m
d. 水平面內(nèi)的支撐反力：
∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N
∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz
=317.44+980.49-750.70=547.23N，
∵水平面內(nèi)C點彎矩：
MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m，
M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2
=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m，
D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m，
M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120
-101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·m
e. 合成彎矩：MC=√M+ M= 47.56N·m
M=√M+ M=42.59 N·m
Ft3=2693.87N
F r3=980.49 N
RAy=1919.26 N
RBY=1690.13 N
MCy=41.26 N·m
M =41.26N·m
MDy= 92.96 N·m
M= 92.96 N·m
RAz=750.70 N
RBz=547.23N
MCz=23.65 N·m
M1 Cz=-10.55N·m
MDz=30.10 N·m
M1 Dz=29.92N·m
MC=47.56N·m
M=42.59 N·m
11.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
MD=√M+ M=97.71 N·m，M=√M+ M= 97.66N·m
f. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計算扭矩：
T=T2=86.955N·m
g. 校核低速軸II強度，由參考文獻[3]第三強度理論進行校核：
1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度，
∵MD ＞M ，∴取M= M=97.71 N·m，
∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3
∴σ=√M2 +T2 / w=√97.712 +86.9552 /2.65×10-3
=44.27≤[σb]-1=59 Mpa
（2）.由于C點軸徑較小故也應進行校核：
∵MC ＞M ，∴取M= M=47.56 N·m，
∵抗扭截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3
∴σ=√M2 +T2 / w=√47.562 +86.9552 /2.65×10-6
=35.14≤[σb]-1= 59 Mpa
故該軸滿足強度要求
3. 減速器低速軸III的設計
a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按[2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa
b. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b
齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）：
圓周力Ft4=2693.87N，徑向力Fr4=980.49 N
c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：
∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N
∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，
∴垂直面內(nèi)D點彎矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·m
d. 水平面內(nèi)的支撐反力：
MD=97.71 N·m
M=97.66N·m
T =86.955N·m
M= 47.56 N·m
σB=637 Mpa
[σb]-1=59 Mpa
Ft4=2693.87N
Fr4=980.49 N
RBY=1157.52 N
Rcy=1536.35 N
MDy=84.50 N·m
M=84.50 N·m
12.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196
=421.31N
∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，
∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·m
e. 合成彎矩：MD=√M+ M= 90.20 N·m，
M=√M+ M=89.92 N·m
f. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計算扭矩：
T=T3=393.197N·m
g. 校核低速軸III：根據(jù)參考文獻[3]第三強度理論校核：
由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， ∵MD ＞M ，∴取M= MD =90.20 N·m，
又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min/32=3.14×423 /32
=7.27×10-6 m3
∴σ=√M2 +T2 / w=√90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6
=55.73≤[σb]-1= 59 Mpa
故該軸滿足強度要求。
六，滾動軸承的選擇與壽命計算
1. 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算
a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800
查[2]表9-6當A/R≤е時，X=1，Y=0；
當A/R頁：15
＞е時，X=0.4，Y=1.6
b. 計算軸承D的受力（圖1.5），
（1）支反力RB=√ R+ R=√36.252 +269.272 =271.70 N，RC=√ R+ R=√1184.792 +353.692 =1236.46 N
（2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）
RBz=421.31N
RCz=559.18N
MDz=30.75 N·m
M=30.76 N·m
MD=90.20 N·m
M=89.92 N·m
T= 393.197N·m
M= 90.20 N·m
選用圓錐滾子軸承30208
（GB/T297-94）
RB=271.70 N
RC=1236.46 N
13.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，
SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N
c. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 N
d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）
= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =412.15 N
e. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5
∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ，
取X=0.4，Y=1.6，
∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N
∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取X=1，Y=0，
∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46
= 2225.63N
f. 計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0
∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=60.26＞L=11年
故該軸承滿足壽命要求。
2. 減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算
a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200
查[2]表9-6當A/R≤е時，X=1，Y=0；
當A/R頁：17
＞е時，X=0.4，Y=1.6
b. 計算軸承D的受力（圖1.6）
1. 支反力RB=√R+R=√1919.262 +547.232 =1995.75 N
SB=90.57 N
SC=412.15 N
FA=101.33 N
AB=310.82 N
AC=412.15 N
PB=1090.79 N
PC=2225.63N
選用圓錐滾子軸承30207
（GB/T297-94）
RB=1995.75 N
14.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
RA=√ R + R =√750.702 +353.692 =922.23 N
2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）
∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，
SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N
c. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 N
d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA-SB =522.34 N
e. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5
∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取X=1，Y=0
∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N
∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37，取X=0.4，Y=1.6
∴PA= fd fm（X RA +YAA）
=1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34N
f. 計算軸承壽命
又PB ＞PA，故按PB計算，查[2]表9-4 得ft=1.0
∴L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11年
故該軸承滿足壽命要求。
3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算
a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55㎜，由[1]表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000
b. 計算軸承D的受力（圖1.5）
支反力RB=√ R+ R=√1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC=√ R+ R=√1536.352 +559.182 =1634.95 N
c. 軸向外載荷 FA=0 N
RA=922.23 N
SB=623.67 N
SA=288.20 N
FA= 101.33 N
AB=623.67 N
AA=522.34 N
PB=3592.35 N
PA=2168.34N
選用深溝球軸承6211
（GB/T276-94）
RB=1231.81 N
RC=1634.95 N
FA=0 N
15.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
d. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7
fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5
∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N
∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N
e. 計算軸承壽命
又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0
∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=399.45＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。
七，鍵聯(lián)接的選擇和驗算
1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接
采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半聯(lián)軸器長為60㎜，故取鍵長L=50㎜ ，
即d=30㎜，h=7㎜，L1 =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m，
由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa
∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42）
=12.87＜[σP]=100 Mpa
故此鍵聯(lián)接強度足夠。
2． 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接
采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為55㎜，故取鍵長L=42㎜
即d=20㎜，h=6㎜，L1 =L-b=36㎜，T1=29.844N·m，
由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa
∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36）
=27.63＜[σP]=100 Mpa
故此鍵聯(lián)接強度足夠。
3． 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接
PB=2256.5 N
PC= 2942.91N
L=50㎜
d=30㎜
h=7㎜
L1 =42㎜
T1=28.38 N·m
L=42㎜
d=20㎜
h=6㎜
L1 = 36㎜
T1=29.844N·m
16.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為50㎜，故取鍵長L=44㎜
即d=50㎜，h=9㎜，L1 =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m，
由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa
∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30）
=25.76＜[σP]=100 Mpa
故此鍵聯(lián)接強度足夠。
4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接
采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為64㎜，故取鍵長L=54㎜ ，即d=60㎜，h=11㎜，L1 =L-b=36㎜，T3=393.197 N·m，
由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa
∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36）
=66.19＜[σP]=100 Mpa
故此鍵聯(lián)接強度足夠。
5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接
采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半聯(lián)軸器長為84㎜，故取鍵長L=72㎜ ，即d=42㎜，h=8㎜，L1 =L-b=60㎜，T4=381.527 N·m，
由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa
∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60）
=75.70＜[σP]=100 Mpa
故此鍵聯(lián)接強度足夠。
八，聯(lián)軸器的選擇
1. 輸入端聯(lián)軸器的選擇
根據(jù)工作情況的要求，決定高速軸與電動機軸之間選用
L=44㎜
d=50㎜
h=9㎜
L1 =30㎜
T2=86.955 N·m
L=54㎜
d=60㎜
h=11㎜
L1 =36㎜
T3=393.197 N·m
L=72㎜
d=42㎜
h=8㎜
L1 =60㎜
T4=381.527 N·m
17.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
彈性柱銷聯(lián)軸器。
按參考文獻[3]，計算轉(zhuǎn)矩為
Tc=KAT，由載荷平穩(wěn)，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.15，
又∵T=29.844 N·m
∴Tc=1.15×29.844=34.32 N·m
根據(jù)Tc=34.32 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及電動機軸伸直徑d0=38 mm，高速軸軸伸直徑d=30 mm，查[1]表4.7-1
選用HL3型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=630 N·m許用最高轉(zhuǎn)速n=5000r/min，軸孔直徑范圍d=30~48 mm孔長L1=82 mm，L2=60mm，滿足聯(lián)接要求。
標記為：聯(lián)軸器HL4型（Y38×82，30×60）GB5014-85
2. 輸出端聯(lián)軸器的選擇
根據(jù)工作情況的要求，決定低速軸與卷筒軸之間也選用柱彈性銷聯(lián)軸器。
按參考文獻[3]，計算轉(zhuǎn)矩為
Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.2，
又∵T=81.527 N·m
∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m
根據(jù)Tc=97.83 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑d=56 mm，查[1]表4.7-1
選用HL4型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=1250 N·m許用最高轉(zhuǎn)速n=4000r/min，軸孔直徑范圍d=40~56 mm孔長L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯(lián)接要求。
標記為：聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85
八， 潤滑油的選擇與熱平衡計算
1. 減速器的熱平衡計算
一般情況下，連續(xù)工作時減速器的齒輪傳動由摩擦損耗的
Tc=34.32 N·m
選用聯(lián)軸器HL4型（Y38×82，
30×60）GB5014-85
Tc=97.83 N·m
選用聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85
18.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
功率為 Pf=P（1-η）kw，
且減速器傳動的總效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824
則由[2]可知產(chǎn)生的熱流量為 H1=1000P0（1-η）
=1000×3×0.176=528 W
以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 {箱體散熱系數(shù)取Kd=16W/(㎡·℃)，且經(jīng)計算箱體散熱總面積為A=1.06㎡} 所以，由[2]6-21有
t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06）
=51.13℃
2. 潤滑油的選擇
由于是中低速一般閉式齒輪傳動且齒面應力小于500 Mpa
又∵v=1.113＜5 m/s，箱體溫度t=51.13＜55℃
按[2]表5-12得 所需潤滑油黏度為680，
∴由黏度680，查[1]表4.8-1得
選用代號為680的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY1172-1980）
19.
計算內(nèi)容
計算結(jié)果
參考文獻：
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沈陽：東北大學出版社 2000
[2] 孫志禮，冷興聚，魏嚴剛等主編. 機械設計.
沈陽：東北大學出版社 2000
[3] 劉鴻文主編. 材料力學. 北京：高等教育出版社1991
[4] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研組編. 理論力學.
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[5] 大連理工大學工程畫教研室編. 機械制圖.
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[6] 孫 桓，陳作模主編. 機械原理.
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[7] 高澤遠，王 金主編. 機械設計基礎課程設計.
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[8] 喻子建，張磊、邵偉平、喻子建主編. 機械設計習題與解題分析.
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[9] 張 玉，劉 平主編. 幾何量公差與測量技術 .
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[10] 成大先 主編.機械設計手冊(減(變)速器.電機與電器)
化學工業(yè)出版社
20.
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