北方工业大学机械设计课程设计3

1、联轴器-二级圆锥-斜齿圆柱-链传动，F=2200，v=1.1，D=250，8小时300天20年（左侧_近端向上） 目录第一部分 课程设计任务书31.1设计题目31.2减速器设计步骤3第二部分 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三部分 电动机选择43.1选择电动机的类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机参数43.4确定电动机型号43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴的参数64.3中间轴的参数64.4低速轴的参数74.5工作机轴的参数7第五部分 链传动设计计算8第六部分 减速器高

2、速级齿轮传动设计计算96.1选精度等级、材料及齿数96.2确定传动尺寸116.3校核齿根弯曲疲劳强度126.4计算锥齿轮传动其它几何参数13第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算147.1选精度等级、材料及齿数147.2按齿面接触疲劳强度设计147.3确定传动尺寸167.4校核齿根弯曲疲劳强度177.5计算齿轮传动其它几何尺寸187.6齿轮参数和几何尺寸总结18第八部分 轴的设计198.1高速轴设计计算198.2中间轴设计计算258.3低速轴设计计算31第九部分 滚动轴承寿命校核379.1高速轴上的轴承校核379.2中间轴上的轴承校核389.3低速轴上的轴承校核39第十部分 键联接设计计算40

3、10.1高速轴与联轴器键连接校核4010.2高速轴与小锥齿轮键连接校核4110.3中间轴与大锥齿轮键连接校核4110.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核4110.5低速轴与链轮键连接校核41第十一部分 联轴器的选择4211.1高速轴上联轴器42第十二部分 减速器的密封与润滑4212.1减速器的密封4212.2齿轮的润滑4212.3轴承的润滑43第十三部分 减速器附件4313.1油面指示器4313.2通气器4313.3放油孔及放油螺塞4313.4窥视孔和视孔盖4413.5定位销4413.6启盖螺钉4413.7螺栓及螺钉44第十四部分 减速器箱体主要结构尺寸45第十五部分 设计小节46第十六部分 参

4、考文献46第一部分 课程设计任务书1.1设计题目 设计二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直径D=250mm，每天工作小时数：8小时，工作寿命：20年，工作天数（每年）：300天，1.2减速器设计步骤 1.总体设计方案 2.选择电动机 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.链传动设计 6.减速器内部传动设计 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速

5、器2.2该方案的优缺点 二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第三部分 电动机选择3.1选择电动机的类型 按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的

6、效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.98 链传动效率：5=0.96 工作机效率：w=0.97 传动装置总效率3.3选择电动机参数 工作机所需功率为3.4确定电动机型号 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，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6-16链传动比范围为：2-6因此理论传动比范围为：12-96。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12-96)×84.08=1009-8072r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L

7、2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880电机尺寸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HL×HDA×BKD×EF×G100380×245160×1401228×608×243.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（

8、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 取链传动比：ic=2 锥齿轮（高速级）传动比 则低速级的传动比为 减速器总传动比第四部分 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中间轴的参数4.4低速轴的参数4.5工作机轴的参数 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴320034.97143010.99轴2.972.9119834.6219437.927614302.130.95轴2.822.7640

9、114.139311.818671.363.990.96轴2.712.66153812.55150736.299168.2620.93工作机轴2.432.38275840.96270165.2284.13第五部分 链传动设计计算（1）确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=50，所以取Z2=51。 实际传动比i=z2/z1=2.04（2）确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数：取单排链,则计算功率为:选择链条型号和节距：根据Pca=3.637kW，n1=168.26r/min，查图选择链号10A-1，节距

10、p=15.875mm。（3）计算链长 初选中心距 则，链长为:取Lp=118节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24858则链传动的最大中心距为：计算链速v，确定润滑方式按v=1.113m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。（4）作用在轴上的力有效圆周力作用在轴上的力链轮尺寸及结构分度圆直径第六部分 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=34，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=34×2.13=73。实际传动比i=2.147（3）压

11、力角=20°。由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHt=1.3 2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5 4）选齿宽系数R=0.3由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数 8）由图查取接触疲劳系数： 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值 2）计算圆周速度v 3）计算当量齿宽系数d 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25

12、查图得动载系数KV=1.131 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.266 实际载荷系数为5）按实际载荷系数算得的分度圆直径6）计算模数6.2确定传动尺寸（1）实际传动比（2）大端分度圆直径（3）齿宽中点分度圆直径（4）锥顶距为（5）齿宽为 取b=36mm6.3校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1） K、b、m和R同前2）圆周力为齿形系数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:查表得：查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。6.4计算锥齿

13、轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 （2）计算齿顶圆直径 （3）计算齿根圆直径 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1°25'21" （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°42'25" （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=26°23'47" a2=2+a2=66°26'55" （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=23°16'0" f2=2-f2=63°19'8"第七部分

14、减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=21，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=21×3.99=85。实际传动比i=4.048（3）初选螺旋角=13°。（4）压力角=20°。7.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩:查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：轴向重

15、合度为：查得重合度系数Z=0.714查得螺旋角系数Z=0.987计算接触疲劳许用应力H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，得取H1和H2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。圆周速度齿宽b2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数Kv=1.08齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.436 实际载荷系数为3）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

16、动尺寸 （1）计算中心距 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=12°43'32" （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 （4）计算齿宽 取B1=70mm B2=65mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=65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：查表得：查图得重合度系数Y=0.684查图得螺旋角系数Y=0.833查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算

17、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mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左12°43'32"右12°43'32"齿数z2185齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d64.587261.422齿顶圆直径da70.587267.422齿根圆直径df57.087253.922齿宽B7065中心距a163163第八部分 轴的设计8.1高速轴设计计算（1）

18、已知运动学和动力学参数 转速n=1430r/min；功率P=2.97kW；轴所传递的转矩T=19834.62Nmm（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217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa（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25mm故取d1=25（4）轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/

19、T 1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度 第1段：d1=25mm，L1=60mm 第2段：d2=30mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=85mm 第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm 第6段：d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=54mm轴段123456直径(mm)253035403530长度(mm)604417851754（6）弯曲-扭转组合强度校核a.画

20、高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力小锥齿轮所受的径向力小锥齿轮所受的轴向力第一段轴中点到轴承中点距离La=82.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=102mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=44mm 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c.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力轴承B在水平面内的支反

21、力轴承A在垂直面内的支反力轴承B在垂直面内的支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩截面B在水平面内弯矩截面C在水平面内弯矩截面D在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面B在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.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处合成弯矩截面D处合成弯矩g.绘制扭矩图h.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩截面B处当量弯矩截面C处当量弯矩截面C处当量弯矩i.校核轴的强度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

22、循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算（1）已知运动学和动力学参数转速n=671.36r/min；功率P=2.82kW；轴所传递的转矩T=40114.1Nmm（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280HBS，许用弯曲应力为=70MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm（4）设计轴的结构并绘制轴的

23、结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=35mm（与轴承内径配合），L1=34mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=70.587mm（齿轮段），L2=70mm第3段：d3=52mm（轴肩

24、），L3=34mm第4段：d4=42mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=34mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=32mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）轴段12345直径(mm)3570.587524235长度(mm)3470343432（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力大锥齿轮所受的径向力大锥齿轮所受的轴向力齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）齿轮3所受的径向力齿轮3所受的轴向力c.计算作用在轴上的支座反

25、力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=61mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=86mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=41mm轴承A在水平面内支反力轴承B在水平面内支反力轴承A在垂直面内支反力轴承B在垂直面内支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩截面C左侧在水平面内弯矩截面D右侧在水平面内弯矩截面D左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截

26、面D左侧合成弯矩f.绘制扭矩图g.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩截面C左侧当量弯矩截面D右侧当量弯矩截面D左侧当量弯矩h.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。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=0.6，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限B=785MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，e<-1b，所以强度满足要求。8.3低速轴设计计算（1）已知运动学和动力学参数转速n=168.26r/min；功率P=2.71kW

27、；轴所传递的转矩T=153812.55Nmm（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217255HBS，许用弯曲应力为=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）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，

28、长L=50mm；定位轴肩直径为37mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=32mm，L1=64mm第2段：d2=37mm（轴肩），L2=62mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm（轴承宽度）第4段：d4=45mm（轴肩），L4=76.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=55mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=42mm（与大齿轮内孔配合），L6=63mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第7段：d7=40mm（与轴承内径配合），L7=37

29、.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）轴段1234567直径(mm)32374045554240长度(mm)64621876.5126337.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）齿轮4所受的径向力齿轮4所受的轴向力c.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=60mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=129mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=103mmd.支反力轴承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RA

30、V和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：e.画弯矩图 弯矩图如图所示：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，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：f.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：g.绘制扭矩图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

31、当量弯矩：截面D处当量弯矩：h.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。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=0.6，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。第九部分 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)3020735721754.2根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=7

32、2mm，宽度B=17mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：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中间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)302

33、0735721754.2根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：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。9.3低

34、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)3020840801863根据前面的计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：取

35、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。第十部分 键联接设计计算10.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。键的工作长度 l=L-b=37mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。键的工作长度 l=L-b=28mm 小锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa

36、。键连接工作面的挤压应力10.3中间轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长22mm。键的工作长度 l=L-b=10mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。键的工作长度 l=L-b=38mm 低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.5低速轴与链轮键连接校核

37、选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。键的工作长度 l=L-b=40mm 链轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第十一部分 联轴器的选择11.1高速轴上联轴器（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.5 计算转矩Tc=K×T=29.75Nmm 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=560Nm，许用转速n=6300r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm，轴孔长度L1=62m

38、m。从动端孔直径d=25mm，轴孔长度L1=62mm。 Tc=29.75Nm<Tn=560Nm n=1430r/min<n=6300r/min第十二部分 减速器的密封与润滑12.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与

39、轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。12.2齿轮的润滑 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。12.3轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润

40、滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿2m/s，所以均选择油润滑。第十三部分 减速器附件13.1油面指示器 用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。13.2通气器 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。13.3放油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°2°，使油易于流出。13.4窥视孔和视孔盖 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。13.5定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体