机械设计课程设计-展开式二级圆锥圆柱斜齿圆柱减速器设计F=4000v=1.6D=400

1、目录第一章设计任务书41.1设计题目41.2设计步骤4第二章传动装置总体设计方案42.1传动方案42.2该方案的优缺点5第三章电动机的选择53.1选择电动机类型53.2确定传动装置的效率53.3选择电动机的容量53.4确定电动机参数53.5确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四章计算传动装置运动学和动力学参数74.1电动机输出参数74.2高速轴的参数74.3中间轴的参数84.4低速轴的参数84.5滚筒轴的参数8第五章减速器齿轮传动设计计算95.1选精度等级、材料及齿数95.2按齿根弯曲疲劳强度设计95.3确定传动尺寸115.4齿轮参数和几何尺寸总结12第六章减速器低速级齿轮传动设计计算126

2、.1选精度等级、材料及齿数126.2按齿根弯曲疲劳强度设计126.3确定传动尺寸156.4校核齿面接触疲劳强度166.5计算齿轮传动其它几何尺寸176.6齿轮参数和几何尺寸总结17第七章轴的设计187.1高速轴设计计算187.2中间轴设计计算227.3低速轴设计计算26第八章滚动轴承寿命校核308.1高速轴上的轴承校核308.2中间轴上的轴承校核318.3低速轴上的轴承校核33第九章键联接设计计算349.1高速轴与联轴器配合处的键连接349.2中速轴与齿轮3配合处的键连接349.3中速轴与齿轮2配合处的键连接359.4低速轴与齿轮4配合处的键连接359.5低速轴与联轴器配合处的键连接35第十章

3、联轴器的选择3610.1高速轴上联轴器3610.2低速轴上联轴器36第十一章减速器的密封与润滑3711.1减速器的密封3711.2齿轮的润滑3711.3轴承的润滑37第十二章减速器附件设计3812.1轴承端盖3812.2油面指示器3812.3放油孔及放油螺塞3812.4窥视孔和视孔盖3912.5定位销3912.6启盖螺钉3912.7螺栓及螺钉40第十三章减速器箱体主要结构尺寸40第十四章拆卸减速器4114.1分析装配方案4214.2分析各零件作用、结构及类型4214.3减速器装配草图设计4214.4完成减速器装配草图4314.5减速器装配图绘制过程4414.6完成装配图45第十五章设计小结45

4、第十六章参考文献46全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411第一章设计任务书1.1设计题目展开式二级圆锥圆柱斜齿圆柱减速器，拉力F=4000N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：10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.减速器内部传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计第二章传动

5、装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱斜齿减速器。2.2该方案的优缺点二级圆锥圆柱斜齿减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：1=0.99一对滚动轴承的效率：2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.98锥齿轮的传动效率：3=0.97故传动装置的总效率a=122334=0.9043.3选择电动机的容量工作机所需功率为Pw=F×V1000=4000×1.610

6、00=6.4kW3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:Pd=Pwa=6.40.904=7.08kW工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.63.14×400=76.43rpm经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：10-25因此理论传动比范围为：10-25。可选择的电动机转速范围为760.43-1910.75r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r

7、/min。电机主要外形尺寸：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×G160600×385270×3251542×11012×373.5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=97076.43=12.691（2）分配传动装置传动比高速级传动比i1=1.35×ia=4.14则低速级的传动比i2=3.06减速器总传动比ib=i1×i2=12.66

8、8第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=7.08kW转速：n0=nm=970rpm扭矩：T0=9550000×P0n0=9550000×7.08970=69705.15Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×1=7.08×0.99=7.01kW转速：n1=n0=970rpm扭矩：T1=9550000×P1n1=9550000×7.01970=69015.98Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P1×2×3=7.01×0.99×0.97=6.73kW转速：n2

9、=n1i1=9704.14=234.29rpm扭矩：T2=9550000×P2n2=9550000×6.73234.29=274324.56Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P2×2×3=6.73×0.99×0.98=6.53kW转速：n3=n2i2=234.293.06=76.56m扭矩：T3=9550000×P3n3=9550000×6.5376.56=814544.154.5滚筒轴的参数功率：Pw=P3×1×2=6.53×0.99×0.99=6.4kW转速：nw=n3

10、=76.56m扭矩：Tw=9550000×Pwnw=9550000×6.476.56=798328.11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效率电动机轴7.0869705.1597010.99轴7.0169015.989704.140.97轴6.73274324.56234.293.060.97轴6.53814544.576.5610.93滚筒6.4798328.1176.56第五章减速器齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为280HBS，大齿轮45(调质)，硬度为240H

11、BS（2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=23×4.14=95.22,取Z2=95。实际传动比i=4.13。5.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt3KFt×T1R(1-0.5R)2z1 u+12YFaYSaF1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt=1.3计算YFa×YSa/F由分锥角1=arctan(1/u)= arctan(23/95)=13.609和2=90°-13.609°=76.391°，可得当量齿数 zv1=z1/cos1=23/cos(13.609)=23

12、.66zv2=z1/cos2=95/cos(76.391)=404.26查得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.11查的应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.89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=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.85×5001.7=250MPaF2=KFN2×Flim2S=0.88×3801.7=197MPaYFa1×YSa1F1=0.0167YFa2×

13、YSa2F2=0.0202两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.02022）试算齿轮模数mt3KFt×T1R(1-0.5R)2z1 u+12YFaYSaF=31.3×69015.980.3(1-0.5×0.3)2×232×(95/23)2+1×0.0202=1.549（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=1.549×23=35.627mmv=×d1×n60×1000=×35.627×97060×1000=1

14、.808齿宽bb=R×d1u2+1/2=22.712mm2）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.081查表得齿间载荷分配系数：KF=1查表得齿向载荷分布系数：KH=1.365查表得齿向载荷分布系数：KF=1.27实际载荷系数为KF=KA×KV×KF×KF=1×1.081×1×1.27=1.3733）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.549×31.3731.3=1.578mm，取m=2mm。4）计算分度圆直径d1=z1×m=23×2=46mm5.3确定传

15、动尺寸（1）计算小、大齿轮的分度圆直径d2=95×2=190mm（2）计算齿宽 b=R×d1u2+1/2=29.323mm取B1=B2=30mm 5.4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mn22法面压力角n2020齿数z2395分锥角13°36'32"76°23'28"分度圆直径d46190齿宽B3030第六章减速器低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45(调质)，硬度为280HBS，大齿轮45(调质)，硬度为240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿

16、数Z2=Z1×i=23×3.06=70.38=70。实际传动比i=3.043（3）初选螺旋角=15°。（4）压力角=20°。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z12×YFa×YSaF1）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Yb=arctantan×cost=arctantan15°×cos20.706°=14.071

17、76;v=cos2b=1.64cos214.071°=1.743Y=0.25+0.75v=0.68计算弯曲疲劳寿命系数YY=1-×120°=1-1.57×15120°=0.804计算YFa×YSa/F小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=23cos315°=25.521大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=70cos315°=77.672YFa1=2.57，YFa2=2.222YSa1=1.595，YSa2=1.77查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=470MPa、Flim2=445MPa由图查

18、取弯曲疲劳系数：KFN1=0.87，KFN2=0.962取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.87×4701.4=292.071MPaF2=KFN2×Flim2S=0.962×4451.4=305.779MPaYFa1×YSa1F1=0.01403YFa2×YSa2F2=0.01286两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.014032）试算齿轮模数mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z12×YFa×YSaF=

19、32×1.3×274324.56×0.68×0.804×cos2150.8×232×0.01403=2.293mm（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=mnt×z1cos=2.293×23cos15°=54.652mmv=×d1×n60×1000=×54.652×234.2960×1000=0.6701齿宽bb=d×d1=0.8×54.652=43.722mm齿高h及齿宽比b/hh=2

20、15;han*+cn*×mnt=5.159mmbh=43.7225.159=8.4742）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.061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=1.375查表得齿向载荷分布系数：KF=1.071实际载荷系数为KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.061×1.2×1.071=1.7043）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt×3KFKFt=2.293×31.7041.3=2.509mm，取mn=3mm。4）计算分度圆直径d1=mn&

21、#215;z1cos=3×23cos15°=71.503mm6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=144.42mm，圆整为145mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=15.8394°=15°50'21"（3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos=71.723mmd2=z2×mncos=218.288mm（4）计算齿宽 b=d×d1=57.38mm取B1=65mm B2=60mm6.4校核齿面接触疲

22、劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2H1） KH、T、d和d1同前由图查取区域系数ZH=2.45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Z端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2123+170cos15°=1.64轴向重合度为：=0.318×d×z1×tan=0.318×0.8×23×tan15°=1.57查得重合度

23、系数Z=0.713查得螺旋角系数Z=0.983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：Hlim1=615Mpa，Hlim2=580Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×234.29×1×8×300×10=3.355×108NL2=NL1u=3.355×1083.05=1.1×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.944，KHN2=1.014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=0.94

24、4×6151=581MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.014×5801=588MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=500.77MPa<H=581MPa故接触强度足够。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ha=m×han*=3mmhf=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=

25、m×z1+2han*=77.723mmda2=d2+2×ha=m×z2+2han*=224.288mm（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=64.223mmdf2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=210.788mm注：han*=1.0，cn*=0.256.6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15°50'21"

26、右15°50'21"齿数z2370齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d71.723218.288齿顶圆直径da77.723224.288齿根圆直径df64.223210.788齿宽B6560中心距a145第七章轴的设计7.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n1=970r/min；功率P1=7.01kW；轴所传递的转矩T1=69015.98Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为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，

27、故取A0=112。dA0×3P1n1=112×34.06960=18.11mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×18.11=19.02mm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.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。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/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；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

28、渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=25mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大3mm，d2=28mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为圆锥滚子轴承30206 d4：考虑轴承安装的要求，查得30206轴承安装要求da=35mm，根据轴承安装尺寸选择d4=35mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d5=d3=30mm。d6：齿轮段，故选取d6 =25mm。各轴段长度的确定

29、L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=40mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=52mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=16mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=68mm。 L5：由滚动轴承宽度确定，选取L3=16mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=74mm。轴段123456直径(mm)252830353025长度(mm)405216681674（5）根据受力情况，画转矩图。（6）校核轴的强度因段5处剖面弯矩较大，同时作用有转矩，为危险截面其抗弯截面系数为W=d5332=×30332=2649.37mm3其抗扭

30、截面系数为WT=d5316=×30316=5298.75mm3弯曲应力为b=MbW=26.6MPa扭剪应力为 =T1WT=69015.985298.75=13.02MPa 按弯扭矩合成强度进行校核计算，对于单向旋转的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e=b2+4()2=26.62+4×0.6×13.022=30.85MPa 查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求7.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=234.29r/min；功率P2

31、=6.73kW；轴所传递的转矩T2=274324.56Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为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中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=113。dA0×3P2n2=113×36.73234.29=34.578mm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

32、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。确定各段轴直径 d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为圆锥滚子轴承30207 d2：过渡轴段，故选取d2=40mm。 d3：轴肩段，故选取d3=45mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=40mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承

33、宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=35mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=62mm。 L3：轴肩段，取L3=15mm。 L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=42mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=40mm。轴段12345直径(mm)3540454035长度(mm)5062154240（5）弯曲-扭转组合强度校核（6）校核轴的强度因轴截面2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W=×d2332-b×t×d2

34、-t22×d2=6292mm3抗扭截面系数为WT=×d316-b×t×d4-t22×d4=13561mm3左侧弯曲应力为b=MaW=45.7MPa右侧弯曲应力为b'=Ma'W=42.4MPa扭剪切应力为=TWT=16.6MPa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e=b2+4××2=46.8MPa查表得45，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。7.3低速轴设计计算（1）

35、已经确定的运动学和动力学参数转速n3=76.56r/min；功率P3=6.53kW；轴所传递的转矩T3=814544.5Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为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=105。dA0×3P3n3=105×36.5376.56=38.26mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×38.26=40.17mm查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（4）设计轴的结构并绘

36、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)，长L=60mm；定位轴肩直径为45mm；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。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=40mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=45mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内

37、圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=50mm，选取轴承型号为圆锥滚子轴承30210 d4：考虑轴承安装的要求，查得30210轴承安装要求da=55mm，根据轴承安装尺寸选择d4=55mm。 d5：轴肩，故选取d5=65mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=55mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=27mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=65mm。

38、L5：轴肩，选取L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=54mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=58mm。轴段1234567直径(mm)40455055655550长度(mm)70502765105458（5）绘制扭矩图(7).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W=×d6332-b×t×d6-t22×d6=32291.4mm3抗扭截面系数为WT=×d6316-b×t×d

39、4-t22×d4=68916.3mm3最大弯曲应力为=MW=10.0MPa剪切应力为=TWT=13.3MPa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e=b2+4××2=18.9MPa查表得45，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。第八章滚动轴承寿命校核8.1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)30206306217.2543.3根据前面的计算，选用30206圆锥滚子轴承，内径d=

40、30mm，外径D=80mm，宽度B=17.25mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=43.3kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。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=4212+12562=1324.68NFr2=RBH2+RBV2=2182+4712=519NFd1=0.68×Fr1=0.68×1324.68=900.78NFd2=0.68×Fr2=0.68×519=352.92N由计算可知，轴承2

41、被“压紧”，轴承1被“放松”。Fa1=Fd1=900.78NFa2=Fd1-Fae=900.78NFa1Fr1=0.68Fa2Fr2=1.736查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1324.68+0×900.78=1324.68NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.41×519+0.87×900.78=996.47N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×

42、;Pr3=188508h>24000h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2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)30207357218.2554.2根据前面的计算，选用30207圆锥滚子轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=18.25mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。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=2092+27072=2

43、715.06NFr2=RBH2+RBV2=8762+27072=2845.21NFd1=0.68×Fr1=0.68×2715.06=1846.24NFd2=0.68×Fr2=0.68×2845.21=1934.74N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=1934.74NFa2=Fd2=1934.74NFa1Fr1=0.713Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×2715.06+

44、0.87×1934.74=2796.4NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2845.21+0×1934.74=2845.21N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×Pr3=52850.6h>24000h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3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)30210509021.7573.3根据前面的计算，选用30210圆锥滚子轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=21.75mm当Fa

45、/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=73.3kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。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=-4102+12282=1294.64NFr2=RBH2+RBV2=20642+12282=2401.68NFd1=0.68×Fr1=0.68×1294.64=880.36NFd2=0.68×Fr2=0.68×2401.68=1633.14N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。F

46、a1=Fae+Fd2=1633.14NFa2=Fd2=1633.14NFa1Fr1=1.261Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×1294.64+0.87×1633.14=1951.63NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2401.68+0×1633.14=2401.68N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×Pr3=11

47、73655h>24000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器配合处的键连接高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长30mm。键的工作长度 l=L-b=22mm联轴器材料为钢，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=14MPa<p=120MPa9.2中速轴与齿轮3配合处的键连接中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-20

48、03）,键长32mm。键的工作长度 l=L-b=20mm齿轮3材料为钢，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=58MPa<p=120MPa9.3中速轴与齿轮2配合处的键连接中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。键的工作长度 l=L-b=38mm齿轮2材料为钢，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=94MPa<p=120MPa9.

49、4低速轴与齿轮4配合处的键连接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,键长46mm。键的工作长度 l=L-b=30mm齿轮4材料为钢，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=85MPa<p=120MPa9.5低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长60mm。键的工作长度 l=L-b=48mm联轴器材料为钢，可求得键连

50、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=62MPa<p=120MPa第十章联轴器的选择10.1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=52.51Nmm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GY5凸缘联轴器（GB/T5843-2003），公称转矩Tn=400Nm，许用转速n=8000r/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=25mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=52.51Nm<Tn=400Nm n

51、=970r/min<n=8000r/min10.2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=620.75Nmm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LT8型弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=710Nm，许用转速n=3000r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=40mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=620.75Nm<Tn=710Nm n=76.56r/min<n=3000r/min第十一章减速器的密封与润滑11.1减速器的密封

52、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。11.2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。

53、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。11.3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V齿<2m/s，所以均选择脂润滑。第十二章减速器附件设计12.1轴承端盖根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D

54、 +2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1e；m由结构确定；D4=D -(1015);mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24);mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=510，h=(0.81);b12.2油面指示器用来指示箱内油面的高度。12.3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。12.4窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。12.5定位销采用销GB/T117-2000，对由

55、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，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。12.6启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。12.7螺栓及螺钉用作安装连接用。第十三章减速器箱体主要结构尺寸箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：

56、箱座壁厚0.025a+388mm箱盖壁厚10.02a+388mm箱盖凸缘厚度b11.5112mm箱座凸缘厚度b1.512mm箱座底凸缘厚度b22.525mm地脚螺栓的直径df0.036a+12M18地脚螺栓的数目n6轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM8轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)dfM6视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)dfM6定位销直径d(0.70.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表24mm、20mm、16mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表22mm、18mm、14mm轴承旁凸台半径R1C218mm凸台高度h根

57、据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准56mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)43mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1>1.210mm齿轮端面与内箱壁距离2>10mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.85×1、m0.85×8mm、8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径130mm、115mm、130mm第十四章拆卸减速器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。拆卸顺序：、拆卸观察孔盖。、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。、最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞