(手绘)(zhao623796302)--联轴器-一级蜗杆-开式圆柱齿轮,P=3.5,n=9.3,16小时300天6年(左侧_向上)

1、 目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3计算电动机容量42.4确定电动机功率及转速42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数53.1电动机输出参数53.2高速轴的参数53.3低速轴的参数63.4工作机轴的参数6第四部分 开式圆柱齿轮传动设计计算74.1选精度等级、材料及齿数74.2确定传动尺寸94.3校核齿面接触疲劳强度94.4计算齿轮传动其它几何尺寸104.5齿轮参数和几何尺寸总结11第五部分 减速器蜗杆副传动设计计算115.1选择蜗杆传动类型115.2

2、选择材料115.3按齿面接触疲劳强度进行设计115.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸125.5校核齿根弯曲疲劳强度135.6验算效率135.7热平衡计算14第六部分 轴的设计146.1高速轴设计计算146.2低速轴设计计算18第七部分 滚动轴承寿命校核247.1高速轴上的轴承校核247.2低速轴上的轴承校核25第八部分 键联接设计计算268.1高速轴与联轴器键连接校核268.2低速轴与涡轮键连接校核278.3低速轴与开式圆柱齿轮键连接校核27第九部分 联轴器的选择279.1高速轴上联轴器27第十部分 减速器的密封与润滑2810.1减速器的密封2810.2轴承的润滑28第十一部分 减速器附件28

3、11.1油面指示器2811.2通气器2911.3放油孔及放油螺塞2911.4窥视孔和视孔盖3011.5定位销3011.6启盖螺钉3011.7螺栓及螺钉30第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸30第十三部分 设计小结31第十四部分 参考文献31第一部分 设计任务书1.1设计题目 一级蜗杆减速器，工作机所需功率Pw=3.5kW，转速nw=9.3r/min，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：6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

4、 5.开式圆柱齿轮传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 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 选择电动机2.1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。2.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 轴承的效率：2=0.98 开式圆柱齿轮的效率：o=0.96 蜗杆的效率：3=0.8 工作机的效率：w=0.97a=1×2×3×o×2×2×w=0.6942.3计算电动机容量 工作机所需功率为

5、Pw=3.5kW2.4确定电动机功率及转速 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.50.694=5.04kW 工作转速：nw=n=9.3rpm，经查表按推荐的合理传动比范围，开式圆柱齿轮传动比范围为：25，一级蜗杆传动比范围为：1040，因此理论传动比范围为：20200。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(20200)×9.3=186-1860r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转

6、速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸L×HD安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键部位尺寸F×G132515×315216×1781238×8010×332.5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：ia=nmnw=9609.

7、3=103.226 （2）分配传动装置传动比 取开式圆柱齿轮传动比：ic=5 减速器传动比为i1=iaic=20.65第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数P0=5.04kWn0=nm=960rpmT0=9550000×P0n0=9550000×5.04960=50137.5Nmm3.2高速轴的参数P=P0×1=5.04×0.99=4.99kWn=n0=960rpmT=9550000×Pn=9550000×4.99960=49640.1Nmm3.3低速轴的参数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工作机轴的参数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 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/m

9、in)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.0450137.596010.99轴4.994.8949640.148645.3196020.650.784轴3.913.83803194.24786760.5946.4950.93工作机轴3.608247422680413.53705243.323594086.029.3第四部分 开式圆柱齿轮传动设计计算4.1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=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×5=151。 实际传动比i=5.

10、033 （3）压力角=20°。 （1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt=1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.773=0.673 计算YFa×YSa/FYFa1=2.506，YFa2=2.128YSa1=1.625，YSa2=1.851 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.99

11、1，KFN2=1.165 取弯曲疲劳安全系数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 两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.01246 2）试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×803194.24

12、5;0.6730.8×302×0.01246=2.897mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度d1=mt×z1=2.897×30=86.91mmv=×d1t×n60×1000=×86.91×46.4960×1000=0.211 齿宽bb=d×d1=0.8×86.91=69.528mm 齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mt=6.518mmbh=69.5286.518=10.667 2）计算实际载荷系数KF 查图得动

13、载系数Kv=1.054 查表得齿间载荷分配系数：KF=1.2 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.403 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.075 实际载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.054×1.2×1.075=1.36 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=2.897×31.361.3=2.941mm，取m=3mm。 4）计算分度圆直径d1=m×z1=3×30=90mm4.2确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2×m2=271.5mm，圆整

14、为272mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=30×3=90mmd2=z2×m=151×3=453mm （3）计算齿宽b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm4.3校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH 1） KH、T、d和d1同前 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 由式计算接触疲劳强度用重合度系数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 计算接触疲劳许用应力H 由图

16、查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×46.49×1×16×300×6=8.033×107NL2=NL1u=8.033×1075=1.607×107 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.998，KHN2=1 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力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 故接触强度足够。4.4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 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2

18、+2han*=459mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 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齿数z30151齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d90453齿顶圆直径da96459齿根圆直径df82.5445.5齿宽B8075中心距a272

19、272第五部分 减速器蜗杆副传动设计计算5.1选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）5.2选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度未4555HRC。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3按齿面接触疲劳强度进行设计 （1）确定作用在涡轮上的转矩T2 按Z1=4，故取效率=0.8 T2=9.55×106×P2n2=803194.24Nmm （2）确定载荷系数K 因工作载

20、荷较稳定，故取载荷分布不均系数载荷系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1；则K=KA×KV×K=1×1×1=1 （3）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故ZE=164MPa。 （4）确定涡轮齿数z2z2=z1×i12=4×20.65=83 （5）确定许用接触应力H 根据涡轮材料为涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力H'=268MPa。应力循环系数 NL=60

21、5;n×j×Lh=8.033×107 故寿命系数为：KNH=8107NL=81078.033×107=0.77H=KNH×H'=206MPa （6）计算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1×803194.24×48083×2062=633.01 因z1=4，故从表11-2中取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm5.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 （1）中心距a=12×d1+d2=0.5×50+415=232mm

22、（2）蜗杆 轴向齿距pa=15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1=60mm；齿根圆直径df1=38mm；分度圆导程角=21°48'0"；蜗杆轴向齿厚sa=8mm （3）涡轮 涡轮分度圆直径d2=m×z2=5×83=415mm 涡轮齿顶圆直径da2=d2+2×ha2=415+2×5=425mm 涡轮齿根圆直径df2=d2-2×hf2=415-2.4×5=403mm 涡轮咽喉母圆半径r02=a-da22=232-4252=19.5mm5.5校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53×K×T2

23、d1×d2×m×YFa2×YF 当量齿数zv2=z2cos3=83cos21.83=103.69 根据zv2=103.69，从图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.16。 螺旋角系数Y=1-140°=1-21.8°140°=0.84 许用弯曲应力F=F'×KFN 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用应力F'=56MPa。 寿命系数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 弯曲强度是满足要求的。5.6验算效率=0.950.96×tantan+v=0.96×tan21.8tan21.8+2.58=0.847 已知=21°48'0"；v=arctanfv；fv与相对滑动速度Vs有关。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热平衡计算 取油温t=70，周围空气温度t0=20，通风良好，取Ks=15W/(m2)，传动效率为0.847，则散热面积为：A=1000×P1×1-Ks×t-t0=1000×4.99×1-0.84715×70-20=1.02m2第六部分 轴的设计6.1高速轴设计计算 （1）已知的转速、功率和转矩 转速n=960r/min；功率P=4.99kW；轴传递的转矩T=49640.1Nmm （2）轴的材料选择并确定许

26、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。dA0×3Pn=112×34.99960=19.4mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×19.4=20.37mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。

27、b.确定各轴段的直径和长度。 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（轴肩），L2=62mm 第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=20mm 第4段：d4=45mm（轴肩），L4=159mm 第5段：d5=60mm（蜗杆段），L5=80mm 第6段：d6=45mm（轴肩），L6=159mm 第7段：d7=40mm（与轴承内径配合），L7=20mm （5）蜗杆的受力分析 a.画蜗杆的受力图 如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在蜗杆的力 蜗杆所受的圆周力（d1为蜗杆的分度圆直径）Ft1=Fa2=2×T1d1=1985.6N 蜗

28、杆所受的径向力（d2为涡轮的分度圆直径）Fa1=Ft2=2×T2d2=3870.82N 蜗杆所受的轴向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=1408.09N 第一段轴中点到轴承中点距离La=111mm，轴承中点到蜗杆中点距离Lb=208mm，蜗杆中点到轴承中点距离Lc=208mm 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 轴承A和轴承B在水平面内的支承反力为：RAH=RBH=Ft1×L

29、cLb+Lc=1985.6×208208+208=992.8N 轴承A在垂直面内的支承反力为：RAV=Fr1×Lc+Fa1×d12Lb+Lc=1408.09×208+3870.82×502208+208=936.67N 轴承B在垂直面内的支承反力为：RBV=Fr1-RAV=1408.09-936.67=471.42N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=992.82+936.672=1364.92N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=992.82+471.422=1099.04N e.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平

30、面上，蜗杆受力点截面C处弯矩为：MCH=RAH×Lb=992.8×208=206502.4Nmm 在垂直面上，蜗杆受力点截面C左侧弯矩为：MCV左=RAV×Lb=936.67×208=194827.36Nmm 在垂直面上，蜗杆受力点截面C右侧弯矩为：MCV右=RBV×Lc=471.42×208=98055.36Nmm 合成弯矩，蜗杆受力点截面C左侧为MC左=MCH2+MCV左2=206502.42+194827.362=283903.05Nmm 合成弯矩，蜗杆受力点截面C右侧为MC右=MCH2+MCV右2=206502.42+9805

31、5.362=228600.29Nmm f.转矩和扭矩图T1=48647.3Nmm g.校核轴的强度 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为W=×d332=6280mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=12560mm3 最大弯曲应力为=MW=45.21MPa 剪切应力为=TWT=3.95MPa 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ca=2+4××2=45.46MPa 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，

32、所以强度满足要求。6.2低速轴设计计算 （1）已知的转速、功率和转矩 转速n2=46.49r/min；功率P2=3.91kW；轴传递的转矩T2=803194.24Nmm （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。dA0×3P2n2=112×33.9146.49=49.07mm 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×d=1+0.07×49.07=52

33、.5mm 查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55 （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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，长L=70mm；定位轴肩直径为60mm；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。 已知涡轮宽度b2=38.17mm 第1段：d1=55mm，L1=40mm 第2段：d2=60mm（轴肩），L2=50mm 第3段：d3=65mm（与轴承内径配合），L3=43

34、mm（由轴承宽度确定） 第4段：d4=70mm（与涡轮内径配合），L4=b2-2-10=38.17-2-10=82mm（等于涡轮轮毂宽度-2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第5段：d5=80mm（轴肩），L5=5mm 第6段：d6=65mm（与轴承内径配合），L6=38mm轴段123456直径(mm)556065708065长度(mm)40504382538 （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 涡轮所受的圆周力（d2为涡轮的分度圆直径）Ft2=Fa1=2×T2d2=3870.82N 涡轮所受的

35、轴向力（d1为蜗杆的分度圆直径）Fa2=Ft1=2×T1d1=1985.6N 涡轮所受的径向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=1408.09N 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Lc=81.5mm，轴承中点到涡轮中点距离Lb=44.585mm，涡轮中点到轴承中点距离La=44.585mm a.支反力 轴承A和轴承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 轴承A和轴承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 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=53252+19352=5665.67N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=-39172+19352=4368.88N b.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：MAH=0Nmm 在水平面上，轴截面B处所

37、受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCH右=RAH×La=5325×44.585=237415Nmm 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCH左=RAH×La-Fa×d2=5325×44.585-1985.6×4152=-174597Nmm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，涡轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBV×La=1935×44.585=86272Nmm

38、 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm c.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-1745972+862722=194748Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV右2=2374152+862722=252604Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm d.绘制扭矩图T=803194.24Nmm e.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×787130.362=481917Nmm 截面B处当量弯矩：

39、MVB=MB=0Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=194748Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=2526042+0.6×803194.242=544107Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×803194.242=481917Nmm f.校核轴的强度 因涡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W=×d332=26947.58mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=53895.16mm3 最大弯曲应力为=MW=7.23MPa 剪切应力为=TWT=14.9MPa

40、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ca=2+4××2=19.29MPa 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。第七部分 滚动轴承寿命校核7.1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)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/

41、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=28800h。 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：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 因此两轴承的当量动载荷如下：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 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=33964.92h>28800h 由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2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

43、动载荷(kN)302136512023120 根据前面的计算，选用30213轴承，内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.4。 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=120kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=28800h。 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：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 因此两轴承的当量动载荷如下：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 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L

45、h=10660n×ft×Crfp×Pr103=38265.67h>28800h 由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分 键联接设计计算8.1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63mm。 键的工作长度 l=L-b=55mm 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p=4×Th×l×d=17MPa<p=120MPa8.2低速轴与涡轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=20mm

46、15;12mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=50mm 涡轮材料为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p=4×Th×l×d=76MPa<p=120MPa8.3低速轴与开式圆柱齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=12mm 开式圆柱齿轮材料为40Cr，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p=4×Th×l×

47、;d=91MPa<p=120MPa第九部分 联轴器的选择9.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=64.53Nm 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LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=64.53Nm<Tn=1250Nm n=960r/min<n=4700r/min第十部分 减速器的密封与润滑10.

48、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，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。 蜗杆副及高速级轴承选择全损耗系统用油L-AN100润滑油润滑，润滑油深度为7.5cm，箱体底面尺寸为457×80.2c

49、m，箱体内所装润滑油量为V=7.5×457×80.2cm3=274885.5cm3 该减速器所传递的功率为5.5kW。对于单级减速器，每传递1kW的功率，需油量为V0=350cm3，则该减速器所需油量为：V1=P0×V0=1925cm3 润滑油量满足要求。10.2轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、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。由于涡轮圆周速度2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十一部分 减速器附件11.1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。11.2通气器 由于减速器运转时，机体内温