1、齒輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)目 錄一、傳動方案分析-2二、電動機(jī)的選擇計(jì)算-3三、總傳動比確實(shí)定和各級傳動比的分配-3四、運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算-3五、傳動零件的設(shè)計(jì)-4六、軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算-11七、滾動軸承的選擇和計(jì)算-16八、鍵連接的選擇和計(jì)算-19九、聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算-20十、潤滑和密封的說明-21十一、拆裝和調(diào)整的說明-21十二、減速箱體的附件的說明-21十三、設(shè)計(jì)小節(jié)-21十四、參考資料-22 一、傳動方案分析1蝸桿傳動蝸桿傳動可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率的場合。采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高的相對滑動速度，可將蝸桿傳動布置在高速級，

2、以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動效率。因此將蝸桿傳動布置在第一級。2斜齒輪傳動斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動布置在第二級。3圓錐齒輪傳動圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模熟的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的布置方向時(shí)采用，并盡量放在高速級和限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數(shù)。所以將圓錐齒輪傳動放在第三級用于改變軸的布置方向。4鏈?zhǔn)絺鲃渔準(zhǔn)絺鲃舆\(yùn)轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應(yīng)布置在低速級。所以鏈?zhǔn)絺鲃硬贾迷谧詈?。因此，蝸桿傳動斜圓柱齒輪傳動圓錐齒輪傳動鏈?zhǔn)絺鲃樱@樣的傳動方案是比擬合理的。 計(jì) 算 及 說 明二電動機(jī)

3、選擇計(jì)算1原始數(shù)據(jù)如下：運(yùn)輸鏈牽引力F=7500N運(yùn)輸鏈工作速度V=/s滾筒直徑D=300mm2電動機(jī)型號選擇所需功率KW取1=0.99連軸器,2=0.98軸承 ,3=0.97齒輪,4=0.72蝸桿,5=0.93鏈傳動；a=1( 2)3 3 4電動機(jī)功率 Pd=Pw / a=2.1 kw鏈輪節(jié)圓直徑 鏈輪轉(zhuǎn)速 取齒輪傳動比i1=24 ; 蝸桿傳動比i2=6090那么電動機(jī)總傳動比為 ia=i1i2=120360故電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍是nd=ian=(120360)5.6=6702021 r / min應(yīng)選電動機(jī)型號為Y90L-4主要參數(shù)：三總傳動比確定及各級傳動比分配 由電動機(jī)型號查表得nm=1

4、440 r / min；ia=nm / n=1440 / 5.6=257取蝸桿傳動比i1=31；齒輪傳動比i2=0.05ia / i3=3；四運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算設(shè)蝸桿為1軸，蝸輪軸為2軸，圓柱齒輪軸為3軸,鏈輪軸為4軸，1.各軸轉(zhuǎn)速：n1=nm / i1 r / minn2=nm / i2 r / minn3=nm / i3 r / min2.各軸輸入功率：P1=Pd01kwP2=P1023kwP3=P234kwP4=P345kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)距：Td=9550Pd/nm=9550NmT1=Td010.99=9.77 NmT2=T1i112310.72=213.7 NmT3=T2i23430

5、.97=609.43 NmT4=T3i3450.93=1538.55 Nm運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表：軸名效率P(kw)轉(zhuǎn)距T(Nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率 輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸2.1 9.87 1.00 0.99 一軸1.473 1.444 9.770 9.57 31.0 二軸1.093 1.018 46.453.00 0.95 三軸0.988 0.968 597.2 2.77 0.91 四軸0.900 0.882 五傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1蝸桿蝸輪的選擇計(jì)算(1).選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GB/T 100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。(2).選擇材料 蝸桿傳動

6、傳遞的功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬膜鑄造。輪芯用灰鑄鐵HT100制造。(3).按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么,先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì),再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動中心距確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)距 T2 z1=1，=0.7 ,那么Nmm確定載荷K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)K=1，?機(jī)械設(shè)計(jì)?250頁查表11-5取KA=1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取KV=1.05；那么 K=KAKKV 1確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa1/2確定接觸系數(shù)Z 先假設(shè)分度圓直徑d1和

7、傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從圖11-18中查得Z確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬鑄造膜，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的根本許用應(yīng)力H=268MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 那么 計(jì)算中心距 取從表11-2中查得m=5，蝸桿分度圓直徑。這時(shí)，從圖11-18中查得2.37，因，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。(4).蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 蝸桿軸向齒距 =；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑 =60mm；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚 蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=31；變位系數(shù)x2=-0.5；驗(yàn)算傳動比i = z2/z1=31；傳動比誤差為0蝸輪分度圓直

8、徑 d2=mz2=531=155mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=155-25=143mm165=(5).校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 由此，查表11-19可得齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) 滿足彎曲強(qiáng)度。(6).精度等級公差和外表粗糙度確實(shí)定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T 100891988 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T 100891988。(7).熱平衡核算

9、。由于摩擦損耗的功率，那么產(chǎn)生的熱流量為P蝸桿傳遞的功率以自然方式箱體的外表傳熱系數(shù)，可?。籗內(nèi)外表能被論化油所飛濺到，而外外表又可為周圍空氣所冷卻的箱體外表面積，單位為m2；取S=0.5 m2油的工作溫度，可取；周圍空氣的溫度，常溫情況可??；按熱平衡條件，可求得在即定工作條件下的油溫 滿足溫度要求。2斜齒輪傳動選擇計(jì)算(1).選精度等級、材料及齒數(shù)運(yùn)輸機(jī)一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選用7級精度。材料選擇。有表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)選取螺旋角。初選螺旋角。(2).按齒面

10、接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值H那么 Nmmh.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) HNj.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取平安系數(shù)S=1 計(jì)算，代入中較小的值 由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) (3).按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定計(jì)算參數(shù) ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 由表10-5查得 e.計(jì)算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算 mm因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。為滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度取 取，那么(4).幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 將中心距圓整為130mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不

11、必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 所以取。六軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算軸的材料選用常用的45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時(shí)， 無法由強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)算公式為： 1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考慮到1軸要與電動機(jī)聯(lián)接，初算直徑d1必須與電動機(jī)軸和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定d1=24mm取d2 =35mm；d3 =45mm2蝸桿軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案是：套筒、左端軸承、端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的

12、左端向又端安裝，右端只安裝軸承和軸承座。軸的徑向尺寸：當(dāng)直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，直徑變化值要大些，可取68mm，否那么可取46mm軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關(guān)，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應(yīng)留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=13mm。軸上的鍵槽應(yīng)靠近軸的端面處。 3軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝斜齒輪、套筒和滾動軸承，右端從右到左依次安裝套筒、滾動軸承、端蓋和圓錐齒輪。尺寸設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么同1軸 2軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案：左

13、端從左到右依次安裝套筒、滾動軸承，右端從右到左依次安裝蝸輪、套筒、滾動軸承和端蓋。尺寸設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么同1軸32軸的彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算由2軸兩端直徑d=35mm，查?機(jī)械零件手冊?得到應(yīng)該使用的軸承型號為7207C，D=72mm，B=17mm，a=軸承的校核將在后面進(jìn)行。(1).求作用在齒輪上的力，蝸輪、軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪上的作用力：蝸輪對軸的作用力：再由下列圖求出軸承對軸的作用力 作出2軸的力學(xué)模型，如下列圖再計(jì)算出各個(gè)作用點(diǎn)處的彎距和扭距彎距圖和扭距圖如下： 軸的受力分析及彎距、扭距圖(2).校核軸的強(qiáng)度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險(xiǎn)截面，因此在該處計(jì)算應(yīng)

14、力 因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)應(yīng)力，故引入折合系數(shù)取抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的彎扭強(qiáng)度條件為 查表15-1得 MPa所以 符合彎扭強(qiáng)度條件七滾動軸承的選擇計(jì)算11軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算左端采用雙列角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數(shù)如下：D=85mm;B=19mm;a=根本額定靜載荷 Co=27.2 kN根本額定動載荷 C =38.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=6700 r / min右端采用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d =45mm，選擇深溝球軸承代號為6209，主要參數(shù)如下： D=85mm;B=19mm根本額定靜載荷 C

15、o=20.5 kN根本額定動載荷 C =31.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=7000 r / min因1軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力 該軸承所受的徑向力約為所以 當(dāng)量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為 當(dāng)量動載荷所以 ，應(yīng)用核算軸承的壽命因?yàn)槭乔蜉S承，所以取指數(shù) 軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽命 所以 滿足壽命要求22軸上軸承的選擇計(jì)算(1).軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=35mm，選用深溝球軸承的型號為7207C，主要參數(shù)如下： D=72mm；B=17mm；a=根本額定靜載荷 Co=20 kN根本額定動載荷 C =30.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=11000

16、 r / min(2).壽命計(jì)算查表13-5得 所以 軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽命 所以 滿足壽命要求。(3).靜載荷計(jì)算查機(jī)械零件手冊可知，角接觸球軸承擔(dān)量靜載荷 因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強(qiáng)度平安系數(shù)所以 滿足強(qiáng)度條件(4).極限工作轉(zhuǎn)速計(jì)算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。八、鍵連接的選擇和計(jì)算1鍵的選擇1軸鍵槽局部的軸徑為24mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵3軸左端鍵槽局部的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵右端選擇與左端相同的鍵鍵2軸鍵槽局部的軸徑為43mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2鍵的強(qiáng)度計(jì)算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件

17、為 查表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應(yīng)力為100120MPa，所以取 (1).1軸上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件(2).2軸上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件(3).3軸左端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件右端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件九聯(lián)軸器的選擇計(jì)算1計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機(jī)作原動機(jī)情況下取 2型號選擇根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)距選擇撓性聯(lián)軸器HL2-Y型主要參數(shù)如下：公稱扭距 滿足要求許用轉(zhuǎn)速 滿足要求軸孔直徑 軸孔長度 十潤滑和密封說明1潤滑說明因?yàn)槭窍轮檬轿仐U減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齒圓柱齒輪采用飛濺

18、潤滑；潤滑油使用50號機(jī)械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速v45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的根本許用應(yīng)力H=268MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 那么 計(jì)算中心距 取從表11-2中查得m=5，蝸桿分度圓直徑。這時(shí)，從圖11-18中查得2.37，因，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。(4).蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 蝸桿軸向齒距 =；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑 =60mm；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚 蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=31；變位系數(shù)x2=-0.5；驗(yàn)算傳動比i = z2/z1=31；傳動比誤差為0蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=531=155mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=155

19、+25=165mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=155-25=143mm165=(5).校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 由此，查表11-19可得齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) 滿足彎曲強(qiáng)度。(6).精度等級公差和外表粗糙度確實(shí)定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T 100891988 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T 100891988。(7).熱平衡核算。由于摩擦損耗的功率，那么產(chǎn)生的熱流量為P蝸桿傳遞的功率以自然方式箱體的外表傳熱

20、系數(shù)，可??；S內(nèi)外表能被論化油所飛濺到，而外外表又可為周圍空氣所冷卻的箱體外表面積，單位為m2；取S=0.5 m2油的工作溫度，可??；周圍空氣的溫度，常溫情況可?。话礋崞胶鈼l件，可求得在即定工作條件下的油溫 滿足溫度要求。2斜齒輪傳動選擇計(jì)算(1).選精度等級、材料及齒數(shù)運(yùn)輸機(jī)一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選用7級精度。材料選擇。有表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)選取螺旋角。初選螺旋角。(2).按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值H那么 Nmmh.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) HNj.計(jì)

21、算接觸疲勞許用應(yīng)力，取平安系數(shù)S=1 計(jì)算，代入中較小的值 由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) (3).按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定計(jì)算參數(shù) ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 由表10-5查得 e.計(jì)算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算 mm因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。為滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度取 取，那么(4).幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 將中心距圓整為130mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 所以取。六軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算軸的材

22、料選用常用的45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時(shí)， 無法由強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)算公式為： 1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考慮到1軸要與電動機(jī)聯(lián)接，初算直徑d1必須與電動機(jī)軸和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定d1=24mm取d2 =35mm；d3 =45mm2蝸桿軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案是：套筒、左端軸承、端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的左端向又端安裝，右端只安裝軸承和軸承座。軸的徑向尺寸：當(dāng)直徑變化處的端面用于固定

23、軸上零件或承受軸向力時(shí)，直徑變化值要大些，可取68mm，否那么可取46mm軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關(guān)，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應(yīng)留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=13mm。軸上的鍵槽應(yīng)靠近軸的端面處。 3軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝斜齒輪、套筒和滾動軸承，右端從右到左依次安裝套筒、滾動軸承、端蓋和圓錐齒輪。尺寸設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么同1軸 2軸的初步設(shè)計(jì)如下列圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝套筒、滾動軸承，右端從右到左依次安裝蝸輪、套筒、滾動軸承和端蓋

24、。尺寸設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么同1軸32軸的彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算由2軸兩端直徑d=35mm，查?機(jī)械零件手冊?得到應(yīng)該使用的軸承型號為7207C，D=72mm，B=17mm，a=軸承的校核將在后面進(jìn)行。(1).求作用在齒輪上的力，蝸輪、軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪上的作用力：蝸輪對軸的作用力：再由下列圖求出軸承對軸的作用力 作出2軸的力學(xué)模型，如下列圖再計(jì)算出各個(gè)作用點(diǎn)處的彎距和扭距彎距圖和扭距圖如下： 軸的受力分析及彎距、扭距圖(2).校核軸的強(qiáng)度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險(xiǎn)截面，因此在該處計(jì)算應(yīng)力 因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)應(yīng)力，故引入折合系數(shù)取抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力

25、 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的彎扭強(qiáng)度條件為 查表15-1得 MPa所以 符合彎扭強(qiáng)度條件七滾動軸承的選擇計(jì)算11軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算左端采用雙列角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數(shù)如下：D=85mm;B=19mm;a=根本額定靜載荷 Co=27.2 kN根本額定動載荷 C =38.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=6700 r / min右端采用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d =45mm，選擇深溝球軸承代號為6209，主要參數(shù)如下： D=85mm;B=19mm根本額定靜載荷 Co=20.5 kN根本額定動載荷 C =31.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=700

26、0 r / min因1軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力 該軸承所受的徑向力約為所以 當(dāng)量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為 當(dāng)量動載荷所以 ，應(yīng)用核算軸承的壽命因?yàn)槭乔蜉S承，所以取指數(shù) 軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽命 所以 滿足壽命要求22軸上軸承的選擇計(jì)算(1).軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=35mm，選用深溝球軸承的型號為7207C，主要參數(shù)如下： D=72mm；B=17mm；a=根本額定靜載荷 Co=20 kN根本額定動載荷 C =30.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=11000 r / min(2).壽命計(jì)算查表13-5得 所以 軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽

27、命 所以 滿足壽命要求。(3).靜載荷計(jì)算查機(jī)械零件手冊可知，角接觸球軸承擔(dān)量靜載荷 因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強(qiáng)度平安系數(shù)所以 滿足強(qiáng)度條件(4).極限工作轉(zhuǎn)速計(jì)算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。八、鍵連接的選擇和計(jì)算1鍵的選擇1軸鍵槽局部的軸徑為24mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵3軸左端鍵槽局部的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵右端選擇與左端相同的鍵鍵2軸鍵槽局部的軸徑為43mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2鍵的強(qiáng)度計(jì)算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為 查表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應(yīng)力為100120MPa，所以取 (1).1軸上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件(2).2軸上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件(3).3軸左端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件右端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿足強(qiáng)度條件九聯(lián)軸器的選擇計(jì)算1計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機(jī)作原動機(jī)情況下取 2型號選擇根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)距選擇撓性聯(lián)軸器HL2-Y型主要參數(shù)如下：公稱扭距 滿足要求許用轉(zhuǎn)速 滿足要求