(2)(沉默5818)Pw=2.9_nw=50_8小时300天5年(V带-一级斜齿圆柱-联轴器_开式圆柱齿轮)(高上低下)

机械设计减速器设计 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 系    别： 班    级： 姓    名： 学    号： 指导教师： 职    称： 目 录 一 设计任务书    1 1.1设计题目    1 1.2设计步骤    1 二 传动装置总体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载     1 2.1传动方案    1 2.2该方案的优缺点    1 三 选择电动机    2 3.1电动机类型的选择    2 3.2确定传动装置的效率    2 3.3计算电动机容量    2 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比    3 四 计算传动装置运动学和动力学参数    4 4.1电动机输出参数    4 4.2高速轴的参数    4 4.3低速轴的参数    4 4.4轴Ⅲ的参数    5 4.5工作机的参数    5 五 普通V带设计计算    5 六 开式圆柱齿轮传动设计计算    9 6.1选定齿轮类型、精度等级、 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 及齿数    9 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计    9 6.3确定传动尺寸    11 6.4校核齿面接触疲劳强度    11 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸    13 6.6齿轮参数和几何尺寸总结    13 七 减速器齿轮传动设计计算    14 7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数    14 7.2按齿面接触疲劳强度设计    14 7.3确定传动尺寸    17 7.4校核齿根弯曲疲劳强度    17 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸    19 7.6齿轮参数和几何尺寸总结    19 八 轴的设计    20 8.1高速轴设计计算    20 8.2低速轴设计计算    27 九 滚动轴承寿命校核    33 9.1高速轴上的轴承校核    33 9.2低速轴上的轴承校核    34 十 键联接设计计算    35 10.1高速轴与大带轮键连接校核    35 10.2低速轴与大齿轮键连接校核    35 10.3低速轴与联轴器键连接校核    35 十一 联轴器的选择    36 11.1低速轴上联轴器    36 十二 减速器的密封与润滑    36 12.1减速器的密封    36 12.2齿轮的润滑    36 12.3轴承的润滑    37 十三 减速器附件    37 13.1油面指示器    37 13.2通气器    37 13.3放油塞    37 13.4窥视孔盖    38 13.5定位销    39 13.6起盖螺钉    39 十四 减速器箱体主要结构尺寸    39 十五 设计小结    40 参考文献    40 一 设计任务书 1.1设计题目 一级斜齿圆柱减速器，工作机所需功率Pw=2.9kW，转速nw=50r/min，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 1.2设计步骤 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.普通V带设计计算 6.开式圆柱齿轮传动设计计算 7.减速器内部传动设计计算 8.传动轴的设计 9.滚动轴承校核 10.键联接设计 11.联轴器设计 12.润滑密封设计 13.箱体结构设计 二 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。 2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜， 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率范围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。 三 选择电动机 3.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。 3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：η1=0.99 滚动轴承的效率：η2=0.99 V带的效率：ηv=0.97 闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98 开式圆柱齿轮的效率：ηo=0.96 工作机的效率：ηw=0.97 3.3计算电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，开式圆柱齿轮传动比范围为：2～5，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：12～100。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12～100)×50=600--5000r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。 方案 电机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 Y160M1-8 4 750 720 2 Y132M1-6 4 1000 960 3 Y112M-4 4 1500 1440 4 Y112M-2 4 3000 2890           电机主要尺寸参数 图3-1  电动机 中心高 外形尺寸 地脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 键部位尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 112 400×265 190×140 12 28×60 8×24             3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2 取开式圆柱齿轮传动比：ic=4 减速器传动比为 四 计算传动装置运动学和动力学参数 4.1电动机输出参数 4.2高速轴的参数 4.3低速轴的参数 4.4轴Ⅲ的参数 4.5工作机的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表 轴名称 转速n/(r/min) 功率P/kW 转矩T/(N?mm) 电机轴 1440 3.44 22813.89 高速轴 720 3.34 44301.39 低速轴 200 3.24 154710 轴Ⅲ 200 3.18 151845 工作机 50 2.9 553900         五 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1，故 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A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8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度 因为5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据表8-9，取标准值为dd2=200mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=450mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。 按式（8-24）,中心距的变化范围为455--519mm。 5.验算小带轮的包角αa 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=100mm和n1=1440r/min,查表8-4得P0=1.31kW。 根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查表8-5得△P0=0.169kW。 查表8-6得Kα=0.972，表8-2得KL=0.96，于是 2）计算带的根数z 取3根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 8.计算压轴力Fp 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=100 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： L=2.0×d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度） 图5-1  带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=20mm 因为大带轮dd2=200mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下： 图5-2  带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用A型普通V带3根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455～519mm。单根带初拉力F0=125.5N。 带型 A V带中心距 476mm 小带轮基准直径 100mm 包角 167.96° 大带轮基准直径 200mm 带长 1430mm 带的根数 3 初拉力 125.5N 带速 7.54m/s 压轴力 748.85N         六 开式圆柱齿轮传动设计计算 6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择  由表10-1选择小齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC (4)选小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数z2=z1×i=20×4=81。 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式（10-7）试算模数，即 1)确定 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 中的各参数值。 ①试选KFt=1.3 ②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε ③计算YFa×YSa/[σF] 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得 两者取较大值，所以 2)试算齿轮模数 (2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度ν ②齿宽b ③齿高h及齿宽比b/h 2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.423m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.058 查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.1 由表10-4用插值法查得KHβ=2.045，结合b/h=7.111查图10-13，得KFβ=1.171。 则载荷系数为 3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数 取m=3mm 4)计算分度圆直径 6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距 (2)计算小、大齿轮的分度圆直径 (3)计算齿宽 取B1=55mm    B2=50mm 6.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为 1)T、φd和d1同前 ①根据v=0.63m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.012 ②齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.1 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=2.046 由此，得到实际载荷系数 ③由图查取区域系数ZH=2.49 ④查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑤由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε ⑥计算接触疲劳许用应力[σH] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力 2)齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 3 3 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左0°0'0" 右0°0'0" 齿数 z 20 81 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 3.75 分度圆直径 d 60 243 齿顶圆直径 da 66 249 齿根圆直径 df 52.5 235.5 齿宽 B 55 50 中心距 a 152 152         七 减速器齿轮传动设计计算 7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择  由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS (4)选小齿轮齿数z1=29，则大齿轮齿数z2=z1×i=29×3.6=104。 7.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 1)确定公式中的各参数值 ①试选KHt=1.3 ②计算小齿轮传递的扭矩: ③由表10-7选取齿宽系数φd=1 ④由图10-20查得区域系数ZH=2.46 ⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。 ⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。 ⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。 ⑧计算接触疲劳许用应力[σH] 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2)试算小齿轮分度圆直径 (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。 ①圆周速度ν ②齿宽b 2)计算实际载荷系数KH ①由表10-2查得使用系数KA=1 ②根据v=1.186m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.023 ③齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.311 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数 7.3确定传动尺寸 (1)计算中心距 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β=12°3'24" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 (4)计算齿宽 取B1=65mm B2=60mm 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=60 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 ①试选载荷系数KFt=1.3 ②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε ③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ 2)圆周速度 3)宽高比b/h 根据v=2.24m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.042 查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.1 由表10-4用插值法查得KHβ=1.315，结合b/h=65/4.5=14.444查图10-13，得KFβ=1.061。 则载荷系数为 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 4)齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 2 2 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左12°3'24" 右12°3'24" 齿数 z 29 104 齿顶高 ha 2 2 齿根高 hf 2.5 2.5 分度圆直径 d 59.308 212.692 齿顶圆直径 da 63.31 216.69 齿根圆直径 df 54.31 207.69 齿宽 B 65 60 中心距 a 136 136         图7-1  大齿轮结构图 八 轴的设计 8.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=720r/min；功率P=3.34kW；轴所传递的转矩T=44301.39N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度241～286HBS，许用弯曲应力为[σ]=70MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 (4)确定各轴段的直径和长度。 图8-1  高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=20mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=38mm。选用普通平键，A型键，b×h = 6×6mm(GB/T 1096-2003)，键长L=25mm。 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，故选用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm，则l34 = l78 = B= 16 mm。 由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 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 = 65 mm，d56 = 63.31 mm 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则 5)5）取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 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Δ，取Δ = 5 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 20 25 30 36 63.31 36 30 长度 38 68 16 15 65 15 16                 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径） 小齿轮所受的径向力 小齿轮所受的轴向力 根据6206深沟球轴承查手册得压力中心a=8mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 带传动压轴力（属于径向力）Q=748.85N ①在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=748.85N 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力： ②在垂直面内 轴承A处垂直支承力： 轴承B处垂直支承力： 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： ③绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： 截面B在水平面上弯矩： 截面C左侧在水平面上弯矩： 截面C右侧在水平面上弯矩： 截面D在水平面上的弯矩： ④绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩： 截面B在垂直面上弯矩： 截面C在垂直面上弯矩： 截面D在垂直面上弯矩： ⑤绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C左侧合成弯矩： 截面C右侧合成弯矩： 截面D处合成弯矩： g.转矩和扭矩图 h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C左侧当量弯矩： 截面C右侧当量弯矩： 截面D处当量弯矩： 图8-2  高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。 8.2低速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=200r/min；功率P=3.24kW；轴所传递的转矩T=154710N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32 (4)确定各轴段的长度和直径。 图8-3  低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型，b×h = 10×8mm(GB T 1096-2003)，键长L=70mm。 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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 37 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B = 40×80×18mm，故d34 = d67 = 40 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 43 mm；已知大齿轮轮毂的宽度为b2 = 60 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 = 58 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 43 mm，故取h = 4 mm，则轴环处的直径d56 = 51 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则 5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 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Δ，取Δ = 5 mm，已知滚动轴承的宽度B = 18 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 1 2 3 4 5 6 直径 32 37 40 43 51 40 长度 82 66 37.5 58 17.5 18               (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径） 大齿轮所受的径向力 大齿轮所受的轴向力 根据6208深沟球轴承查手册得压力中心a=9mm 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=57.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=57.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=116mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： ①计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： 在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： ②绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C左侧合成弯矩： 截面C右侧合成弯矩： 截面D处合成弯矩： ③绘制扭矩图 ④绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C左侧当量弯矩： 截面C右侧当量弯矩： 截面D处当量弯矩： 图8-4  低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。 九 滚动轴承寿命校核 9.1高速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 6206 30 62 16 19.5           根据前面的计算，选用6206深沟球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=19.5kN，额定静载荷C0r=11.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=12000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.2低速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 6208 40 80 18 29.5           根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=12000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 十 键联接设计计算 10.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,键长25mm。 键的工作长度  l=L-b=19mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度  l=L-b=33mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度  l=L-b=60mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 十一 联轴器的选择 11.1低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=201.12N?m 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=560N?m，许用转速[n]=6300r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=32mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=32mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=201.12N?m1.2δ 12mm 齿轮端面与内箱壁距离 △2 >δ 12.5mm 箱盖、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ 8mm、8mm 轴承端盖外径 D2 D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径 102mm、、130mm、120mm         十五 设计小结 这次关于一级斜齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 参考文献 [1] 濮良贵.机械设计第九版.西北工业大学出版社 [2] 吴宗泽.机械设计课程设计手册第3版.高等教育出版社 [3] 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004 [4] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 [5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版） [6] 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991