双级圆柱齿轮减速器设计毕业论文

双级圆柱齿轮速器设计毕业论文目录一设任书…

……

2二传方的析拟……三电机选与算…四传比分…………3五传装的动动参的择计………六传零的计算轴零件初选……七联器选及算………………八键接选及算……16九轴强校计………十滚轴寿的核算…十、滑密…………十、体附的构计选………………十、计结…………十、考料…………-0-

计算与说明

主要结果-1-

ww一

设计任务设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：F=4600N;V=0.4m/s;D=400mm；生产规模：中小批量；工作环境：多尘；载荷特性：平稳；工作期限：5年两班制。设计注意事项：1.设计由减速器装配图1张零图2张包括低速轴和低速轴上大齿轮及设计计算说明书一份组成;2.设计中所有标准均按我国标准用，设计说明书应按规定纸张及格式编;3.设计图纸及设计说明书必须按度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。

F=4600N;V=0.4m/s;D=400mm二

传动方案分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

w

60v)600.4/(3.14400r

.11r/min为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部带动内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：

n=19.11r/min图传动方案简图计算与说明

主要结果-2-

三．电机类选

电动机的择与计算根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。．电机功工作机有效功率:P=Fv/1000=4600×0.4/1000kW=1.84kW设电动机到工作机之间的总效率为η，并设ηη，，，η分为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为动轴承V带传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可：η=0.99，，η=0.99，η=0.95，η=0.96，由此可得：总效率：η=ηηηηη=0.99×0.97×0.99×0.95×0.96=0.8160电动机所需功率：P=P/η=1.84/0.8160=2.255kW查文献4表16-1选取电动机的率为3.0。．电机速选在常用的同步转速为1500和1000r/min两之间选择。前者的总传动比为75.35，后者的总传动比为，者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为r/min的动机。．电机号定由功率和转速查献4表16-1选择电动机型号为其载转速为960r/min，表16-2，可得：中心高H=132mm；轴伸轴径D=38mm轴外伸长度E=80mm.

总效率：η=0.8160电动机型号：Y132S-6四计算得内外总的传动比

传动比的配n//mwi取V带传动的传动比1则减速器的总传动比

31因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比i2

1.3

16.754.666计算与说明

主要结果-3-

2m312311122232m3123111222333444低速级的传动比

3

i

16.75/2

减速器总传动比：五

传动装置运动及动力数的选择和计

i=16.75高速级传动比：=4.666轴的速算n=960r/minnnr/min=320r/minn=n/ir/min=68.58r/minn=n/ir/min=19.10r/min轴的入率算P=P=2.255kWP=Pη=2.255×0.95kW=2.142kWP=Pηη=2.142×0.97×0.99kWP=Pηη=2.057×0.97×0.99kW轴的入矩算T=9550P/n=9550×·N·T=9550P/n=9550×··T=9550P/n=9550×··T=9550P/n=9550×·=987.5Nm将上述数据归纳总结如下表所示。表各轴的运动和动力参数

低速级传动比=3.590转速

功率

转

矩轴号

传动比i（r/min）

（）

电动机输960

2.25522.433出轴Ⅰ

3高速轴Ⅱ中间轴Ⅲ低速轴Ⅳ

32068.5819.10

2.1422.0571.975

63.925286.444987.5

4.6663.590计算与说明

主要结果-4-

n02ddn02dd六

传动零件设计计算和系零部件的初选择减器部动—带传的计算（1、定算率PC两班制工作，即每天工作16h，查阅文献2-5得工况系数，P=KP=1.1×2.255kW=2.481kW（2、择通V带的型根据PkW、n=960r/min由文献3图2-7步选用A型。（3、取轮准径d和dd1d2由文献3表2-6取d=125mm，取=0.02，则d

d2

n1d(1-d12367.5mm

)125-0.02

带轮基准直径：d=125mm由文献3表2-6取最接近的标准列值d=375mm（4、算速v

d=375mm

d11601000

3.14125960601000

/

6.28

/

因v在525m/s范内，故带速合适。（5、定心和的准度Ld初定中心距的值范围为

mm

a

0

mm初选中心距。由此计算所需带长为

安装中心距：=592mmL

a0

2

d

1

d2d4a0[2500

(375125)375)24500

1816.25查阅文献表，选择基准长度L=2000mm由此计算实际中心距得aa)/20ddmmmm（6、算带包α1

带的基准长度：Lmm计算与说明

主要结果-5-

1Q01Q01801

d2

d

57.3

小带轮包角：α（7、定的数

125

57.3已知dd1=125mm，i=3，v=6.28，查文献表2-1得P0=1.37kW，查文献3表2-2得ΔP0=0.09；α=155.8°查文献表得α=0.93；因Ld=2000mm，查文献表2-4得KL=1.03，此PPzccP]PK000

L

(1.370.931.03

1.77

带的根数：取z=2根

Z=2（8、定拉0单根普通V带初拉力为F5000

cK

2.4810.93N（9、算轴Q1

6.282N

初拉力：F=170.7N压轴力：F=667.6NsinN

155.8

N

小带轮：顶圆直径：d=130.5mm（10带轮结设、小轮结设由于d=125mm所带采用腹板式结构，其顶圆直径d=130.5mm≤，毂长度L=45mm≤E=80mm故小带轮1结构设计合理。、大轮结设由于d=375mm≥300mm，所以带采用轮辐式结构，其顶圆直径=380.5mm，毂长度=60mm。计算与说明

轮毂长度：L=45mm大带轮：顶圆直径：d=380.5mm轮毂长度：L=60mm主要结果-6-

安全系数：H安全系数：Hlim，FlimHN/HS10d．高级动轮设计高速级主动轮输入功率2.142，转速r/min转矩=63.925N·m，齿数比u=i=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工16小时，预期寿命5年，动机驱动。（1、择轮材及热理式小齿轮45钢调处理，齿面硬度大齿轮45钢正处理，齿面硬度190HBS（2、定用力确极应σ和σHlimFlim许用接触应力σ=580MPa，σ=550MPa；许用弯曲应力σ=220MPa，σ=210MPa。计应循次数N，确寿系Z，YNNN160a3203004.6110

N

2

Ni

12

4.61

8

0.9910

8查文献3图3-7和得Z=1，Z=1；Y=1，Y=2.计许应S1.0S

，则：ZS

min

580MPa2

limN2/H

min

550MPaY/F1MPa2STYN2/F2300（3、步定轮本参和要寸选齿类选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。选级度初参

小齿轮1齿：Z=30大齿轮2齿：初选参数：，

Z

1

，Z＝Zu=30×4.666≈140，1,齿

Z=140变位系数：0.9宽系数

。

初计齿主要寸

齿宽系数：

d

0.9计算与说明

主要结果-7-

性系数E0.8dH性系数E0.8dHHP121,22,由于载荷平稳，取载荷系数根螺旋角查得节点区域系数Z189.8;螺角系数为：;取重合度系数

Z

H

2.46

;弹Z

cos

0.992

；σ=550MPa，此，有d

2KT

u1••u

1.16392510.992189.8••mm0.9550

法面模数：44.177mm故：

m=1.5mmm

n

d1coscos10Z1

mm

mm取标准模数m=1.5，中心距m(ZZ)1.5）anmm129.4672cos2cos10圆整后取a=130mm。调整螺旋角：

中心距：a=130mmarccos

mzz)n12a

螺旋角：1115arccos

1.5140)21117''

分度圆直径：计算分度圆直径：

d=45.882mmd1nZ1

1.53017

mm

d=214.118mm45.882

mmd

2

mZ/n

1.5140cos1117

mm214.118

mm

圆周速度：计算圆周速度：

v=0.768m/sv1/(601000)0.768/s

3.1445.882320计算与说明

主要结果-8-

21V3,V3,YYY1.62S21V3,V3,YYY1.62S，F1F1a1af1f计算齿宽：大齿轮：，b2b45.882mm42小齿轮：b12~mm（4、验算齿弯疲强计算当量齿:

;

大齿轮齿宽：b小齿轮齿宽：bZ

Zcos

13

30cos11

31.800Z

Z2cos

140cos

查图得，齿形系数：

2.53

，2

2.18

；应力修正系数：S

，Y

。取

Y

，则：

2KT•m1n

YFaSa1

1.5

1.620.7MPa

F2

Fa2Sa2YFa1Sa1125.6

1.832.531.62

122.3MPa齿根弯曲强度足够。

错!找引源（5、轮构计齿顶圆直径：ddh2）mm48.882mm1

齿顶圆直径：d=48.882mmd=217.118mmd

a

dha）mmmm齿根圆直径：d2h-2）142.132mm计算与说明

主要结果-9-

2fa2hs33Hlim3Hlim42fa2hs33Hlim3Hlim4Flim3Flim4N3N3N4f2d(214.1182mm210.368mm高速级齿轮设计结果：

齿根圆直径：d=42.132mmd=210.368mmZ

1

，

Z

2

，,12,,f2,12,n

错!未到用。

17''

,，对于高速轴上的小齿轮，键槽底面到齿根的距离过，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同采钢调质处理于中间轴上的大齿轮为d≥，以做成腹板式结构，其中，，δ，具体结构如装配图上所0示。低级动轮设计算低速级主动轮输入功率2.057，速68.58，转矩T=286444·，数比u=i=3.590，向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命年，电动机驱动。（1选齿的材及处方大小齿轮均采用钢表面淬火，齿面硬度取。（2确许应力A．定限力和σHlimFlim许用接触应力σσ=1120MPa许用弯曲应力σ=σB．算力环数，确定命数YN

NN3an）0.99N43/u8查图表得，=1.0,Z=1.05;=Y=1。C计许用力安全系数：

/S

Hlim

，

F

1.5故有：计算与说明

主要结果-10-

3333333Sa343）

3

ZlimS

3

1120

MPaHP4

Zlim4S

4

1.1

MPa

34

YYlim33SminYY4N4Smin

35021.535021.5

466.7MPa（3初确齿轮本数主尺A．择轮型初估齿轮圆周速度选较平稳声小承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。．初步用8级精C初参数初选：10

，

Z

3

20

,≈，43

3

4

0

，齿宽系

小齿轮3齿：Z=30数0.5。D初计齿主尺

大齿轮4齿：Z=140变位系数：当量齿数：ZV3cos

33

cos12

21.37

0齿宽系数：ZV

Zcos

43

cos12

76.93

d

0.5据此查得：取Y，；由于载荷平稳，取载荷系数，：mn

3

KTcosY3zd

•

YYFaSaFP

3

2286444120.91.56•2466.7

mmmm（因为

YYYYYY比大所以上式将代入34FP3计算与说明

主要结果-11-

nnna;nnna;;取标准模数（取标准模数则低速轴与齿轮2发干涉，法面模数：故此处模数取大一点，取标准模数中距

nm(ZZ)3.572)an342cos2cos12圆整后取。调整螺旋角：

mm164.597mm

中心距：(ZZn34

螺旋角：12

3.521651230''计算分度圆直径：d

3

n

3

/cos

3.5cos12

mm

mm

分度圆直径：d=71.739mmd

4

mZn

4

/

cos30''

mm

258.261

mm

d=258.261mm计算圆周速度：n/(601000)33.1471.73968.580.258/s

/s

圆周速度：v=0.258m/s符合估计值。计算齿宽：大齿轮：b4小齿轮：

371.739mm36

，

大齿轮4齿：b=36mmb34mmmm（4验轮齿面触劳度

;

小齿轮3齿：b=41mm根据螺旋角查得节点区域系数Z

H

弹性系数

取重合度系数0.8

螺旋角系数

Z

cos

120.989

，

则：

ZZZZE

2KTu13•2u322864443.5902.450.80.989363.590767.2MPaHP3计算与说明

主要结果-12-

a4ba4b

767.2MPa

HP4齿面接触疲劳强度满足要求。（5齿结设计齿顶圆直径：da3d3a2）mmmm

齿顶圆直径：d=78.739mmd=265.261mmd

a4

ha）mm齿根圆直径：f3d3-2mmmmd4fmm249.511mm高速级齿轮设计结果：

齿根圆直径：d=62.989mmd=249.511mmZ

3

，

Z

4

72,34,34,,,34n

错误未找引用源。

30''

,，对于中间轴上的小齿轮，键槽底面到齿根的距离过，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速上的大齿轮，因为d≥，所以做成腹板式结构，其，，hs。体结构如装配图上所示。4.初轴直及结的步计dC已知，最小轴径的初算公式为

Pn

，轴的材料均选用钢，调质处理，查得其许用应力σ。（1、速因V带动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩所以C应大值取则端直径d

min

C

3

Pn

118

3

2.142320

mm22.24

mm计算与说明

主要结果-13-

2min2min3min3min4min4min2min2min3min3min4min4min在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将d增，得d=23.35mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d。步设计其结如下图所示：

高速轴最小轴颈：d图2.低速轴结构设计（2、间取C=110，：d

min

C

3

Pn

110

3

2.05768.58

mm34.18

mm

中间轴最小轴颈：d=40mm在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将增，=35.89再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d=40mm初步设计其结构如下图所示：图3.中间轴结构设计（3、速取C=110，：d

min

C

3

Pn

1.9751103mm51.63mm19.10

低速轴最小轴颈：d=55mm在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将d增，d=54.21mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d=55。步设计其结构如下图所示：计算与说明

主要结果-14-

0rrA120rrA12图4.低速轴结构设计初滚轴根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表2.轴承代号及其尺寸性能轴种类轴代号dDTBCC/kNC/kN高速轴30207357218.25171554.263.5中间轴30208408019.75181663.074.0低速轴302136512024.752320120152由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于，以这三对圆锥滚轴承均采用润滑脂润滑。

滚动轴承选型结果：高速轴：30207中间轴：30208低速轴：30213七

联轴器的择及计算低轴工机间联轴由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型形齿式联轴。计算转矩，根据文献3表9-1取工作情况系数K=1.5，则：Tca

KA4

1.5987.5N

•

m

N

•

m

低速轴与工作查表，选择联轴器型号：即选联轴器为GICL3型联轴器。其主要尺寸如下表所示：表3.GICL3型鼓齿式联轴器动端基本尺寸

机间联轴器GICL3联轴错误未到用型号

轴孔类型

键槽类型

d

L

源。GICL3型

A型计算与说明

5511295

55112JB501T主要结果-15-

PPPPPPPPPPPPPPPPPP八

键连接的择及计算大轮高轴间的计计大带轮与高速轴连接处轴颈初步选用型，用钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力σ为，取σ。查标准得其公称寸宽高该轴段长度故据标准可取键长其有效长度为。速轴上传递的转矩T=63.925，由此可得该键所受挤压应力为：

大带轮与高速轴间键：键8X40GB/T1096

P

Tdhl

40.032

Pa47.56]P该键满足强度条件，其设计是合理的。中轴其大轮键的计计中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈初步选用型键，采用钢质处理，在静载荷下其许用挤压应σ为，[σ。标准得其公称尺寸：宽度，度。轴段长度，故根据标准，可取键长其效长度为。间轴上传递的转矩T=286.444N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

中间轴与其上大齿轮间键：键B12X32GB/T1096

P

Tdhl

40.032

PaMPa]P故该键满足强度条件，其设计是合理的。低轴其大轮键的计计低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈初步选用型键，采用钢质处理，在静载荷下其许用挤压应σ为，[σ。标准得其公称尺寸：宽度，度。轴段长度，故根据标准，可取键长其效长度为。速轴上传递的转矩T=987.5，由此可得该键所受挤压应力为：

P

Tdhl

4

PaMPa]P故该键强度过低，由于受到轴段长度限制，该键不适合再作加长处理。考虑采用低轴与其双键结构，两键按°称布置。考虑到载荷布的不均匀性，在强度校核中按1.5个键计算。故采用双键结构后，每个键所受挤压应力为：

大齿轮间键：键20X28

P

MPa]1.5

GB/T1096从而满足了强度条件，其设计是合理的。低轴工机键设计计工作机与低速轴连接处轴颈初步选用型，用钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力σ为，σ。标准得其公称尺计算与说明

主要结果-16-

4t14t1寸：宽度，高度。该轴段长度，故根据标准，可取键长低速轴与工作，有效长度为。速轴上传递的转矩T=987.5N·m由此可得该键所受挤压应为：

机间键：键16X90GB/T1096

P

T4dhl

Pa97.05]P该键满足强度条件，其设计是合理的。九

轴的强度核计算高轴（1、算轮力齿轮的周：263.925

NN

齿轮1受：圆周力：齿轮的向：Frt

tancos

tan2017''

Nt1径向力：齿轮的向：

1034.1r1（2、受简

Ftan117''554.5Na1t

轴向力：F554.5a1假定带轮压轴力的方向垂直向下的向向右看为顺时针方向轮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。计算与说明

主要结果-17-

QrVAQrVA图5.高轴的受力分析（3、算反铅垂面内支反力：(83F2Fa1(10455.75)667.6554.545.882/21034.1(1041455.0RFR(667.61034.11455.0)N246.7VBrVA水平面内支反力：计算与说明

高速轴铅垂面内支反力：RNVAR.7NVB主要结果-18-

tt

HA

55.7555.75(104(104

972.4

高速轴水平面内支反力：RFR972.4)NHBtHA（4、算的矩并画弯图转图

1814.1

HAHB

972.4N1814.1．铅面矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故：左截面：M,v(a)

RVA

F104)Q(1455.0667.6N•

mm26479N•右截面：

mm,(a

)

55.75246.755.75

•

13754

•

支点处：M

VA

Q

104104

N

•

N

•

B．平弯M

H

(

a

)

R

HA

972.4104

N

•

101130N

•

分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图（示。C．成矩齿轮所在截面左截面：M,(a)

M

2H(a)

M

v()

101130

2

26479

2

N•

mm104539

N•

mm齿轮所在截面右截面：M,()

M

2H(

a)

M

v()

101130

2

13754

2

N•

mm102061

N•

mm支点处：M

A

VA

N•

mm由此作出合成弯矩图，如图5）示画出扭矩图，如图5（）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面间的轴段。（5、算量矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮所在截面左截面：M

,()

M

,2(a)

)

2104539263925)2•mm111353N•mm计算与说明

主要结果-19-

M,M,齿轮所在截面右截面：M

,,M()a)

)

2

102061

2

•mm109030N•mm支点处：

2A

T

2

2

(0.6N•N•（6、核、合强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈mm,其弯模量W=0.1d3（3）mm3=7408.8mm3由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：)

W

MPa]显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。中轴（1、算轮力齿轮的周：

齿轮2受：圆周力：t

2

2675.6t径向力：齿轮的向：FFr2t

cos

201

N

992.9Nr轴向力：齿轮的向：

F532.4aFtanat2

2675.617''齿轮的周：

齿轮3受：t3

2

7979.7N

圆周力：Nt3齿轮的向：

径向力：FFr3t3

tancos

2038'30''

2976.5N

2976.5r3轴向力：齿轮的向：Fat3

38'30''N1789.8N

F1789.8Na3（2、受简按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。计算与说明

主要结果-20-

图6.中轴的受力分析计算与说明

主要结果-21-

（3、算反铅垂面内支反力：

中间轴铅垂面内支反力：R

FF56.25F/F/rr256.25)

RVA

2976.5(5156.25)992.971.793/532.4214.118

N

R1594.7NVB2374.7NRVB

r2r3

2374.7)1594.7水平面内支反力：HA

(5156.25)56.25t3t2(53.25)

中间轴水平面内支反力：7979.7)2675.25(535156.25)4381N

HAHB

4381923.1N

(7979.72675.6923.1tt2HA（4、算的矩并画弯图转图．铅面矩齿轮3所截面处弯矩有突变，：左截面：M

(

R

53(2374.753)•mm127640N•mm右截面：

,,v(a)

M

,v()

F21789.871.793/•mm63392•mm齿轮2所截面处弯矩有突变，：右截面：M

v(b)

56.25(1594N•mm89702•左截面：

()

M

()

/2(89702214.1182)N•mm2232704•B．平弯MM

H(a)H(b)

RR

HA

53•N•mm923.1•mm•mm计算与说明

主要结果-22-

分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图（示。C．成矩齿轮3所截面左面：M

()

M

a)

M

2()

2N•m267154N•m齿轮3所截面右面：M

,,(a)

M

a)

,,2()

•m243101•m齿轮2所截面左面：M

()

M

(b

M

b)

•61365•齿轮2所截面右面：M

,()

M

()

M

,,2(b

N•mm103646N•m由此作出合成弯矩图，如图6）示画出扭矩图，如图6（）所示，转矩作用于两齿轮所在截面之间的轴段。（5、算量矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮3所截面左截面：

ca)

M

()

267154•齿轮3所截面右面：M

ca(a)

M

,,(a)

)

2

2

(0.6286444)

2

N•297718N•mm齿轮2所截面左截面：M

,ca()

M,2)2(0.6286444)N•182493•()

齿轮2所截面右面：,,103646N•mmca)(b)（6、核、合强度分析可知轮所在截面的右截面当量弯矩最大于险截面处颈d=48mm,其弯模量W=0.1d3（×48mm=11059.23由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：(

M,,(W

11059

MPaMPa]60MPa又因为齿轮2所截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大也于危险截面处轴d=43mm槽宽度b=12mm槽度t=5.0mm，所以其抗弯模量为计算与说明

主要结果-23-

3(d)W322d

3.145)32

36794.2mm从而可求得轴上该处所受弯曲应力为(

MW

MPa26.9]MPa显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。低轴（1、算轮力齿轮的周：

齿轮4受：t4

987.5N0.258261

圆周力：Nt齿轮的向：

径向力：FFrt

cos

2038'30''

2852.5N

Nr轴向力：齿轮的向：Fa4t4

7647.338'30''1715.2N

Fa4（2、受简按照前面所作假定，可画出低速轴的受力如下图所示。计算与说明

主要结果-24-

VAVA图7.低轴的受力分析

低速轴铅垂面（3、算反铅垂面内支反力：110F/r44110)2852.5110/2(56.25110)555.1N

内支反力：R555.1VAR2297.4NVB计算与说明

主要结果-25-

HAHARVB

r

(2852.52297.4N

低速轴水平面内支反力：水平面内支反力：F1107647Rt4(56)(56.25)

5060HA2587.3HB

F(7647.32587.3NtHA（4、算的矩并画弯图转图．铅面矩齿轮4所截面处弯矩有突变，：左截面：M

,v()

R

.2556.25)N•N•右截面：M

,,v(a)

(2297)•252714N•B．平弯M

H(a)

R

HA

.25N•284625•mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图（示。C．成矩齿轮4所截面左面：M

(a)

M

(a)

M

2(a)

2N•mmN•m齿轮4所截面右面：M

,,()

M

a)

M

,,(

2527142N•m380625•mm由此作出合成弯矩图，如图7）示画出扭矩图，如图7（）所示，转矩作用于齿轮所截面与工作机所在截面之间的轴段。（5、算量矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮4所截面左截面：

ca)

M

()

286333N•齿轮4所截面右面：M

ca(a)

M

,,(a)

)22987500)2N•mm704224•mm（6、核、合强度分析可知，齿轮4所在截面的右截面当量弯矩最大，且此轴段开有两个键槽，属计算与说明

主要结果-26-

于危险截面，此处轴颈键宽度b=20mm，槽深度t=7.5，以其抗弯模量为3btd)W32d

3.143(7032

325286.3mm从而可求得轴上该处所受弯曲应力为(

M,,(W

25286

MPa27.9MPa]MPab显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。十

滚动轴承命的校核计速轴圆滚轴的命核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图高速轴上轴承支撑受力FNFr1Fr2

R22N1750NHAR2246.7NNHB对于30207轴承，查得：，，此可求得其派生轴向力为：SS

Fr546.9N21.6Fr2572.2Y1.6两轴承为正装，且S12

，故有：计算与说明

主要结果-27-

rtrtFa22

，

FF554.5)N1126.7a2因为在和平稳，故取载荷系数fP，于轴承1，：F1126.7aFr1

，故有：F1750Pr1又，对于轴承，：FaFr

，故有：PfF183120142rPP因12轴承计算其寿命本定负荷C系取为f，滚子轴承的寿命指数=10/3，高速轴上轴承寿命为

高速轴上圆锥滚子轴承寿命：Lh

660n

2

C6trP1

54200

103

h6229年

L229年故，高速轴上所选的30207型锥滚子承是合用的。间轴圆滚轴的命核轴承的支撑受力如图9所示，由轴的受力易知：图中间轴上轴承支撑受力F.8NNaa2Fr1

R

2

2HA

2374.7

2

4381N4983Fr2

R21594.72923.12N1843HB对于30208轴承，查得，由此可求得其派生轴向力为：计算与说明

主要结果-28-

rtrtFSrN1557NY2S

Fr2NN22两轴承为正装，且S12

，故有：Fa22

，

FF1833.4N2因为在和平稳，故取载荷系数fP，于轴承1，：F1833.4aFr

，故有：PfFN5481N1r1又，对于轴承，：FaFr

，故有：PfFN20272r2PP因12轴承计算其寿命本定负荷C系取为f，滚子轴承的寿命指数=10/3，中间轴上轴承寿命为

中间轴上圆锥滚子轴承寿命：Lh

106603

106trP6068.581

630005481

103

h年年

L174年故，中间轴上所选的30208型圆锥滚子轴承是合用。速轴圆滚轴的命核轴承的支撑受力如图10所，由轴的受力易知：图10.低速轴上轴承支撑受力F1715.2Naa计算与说明

主要结果-29-

rt6rt6Fr

2225060N5090NHAFr2

R

2

R

2HB

.4

2

2N3460N对于30213轴承，查得，由此可求得其派生轴向力为：FSr1N169721.5FSr115322两轴承为正装，且S2

，故有：FNa1

，

FFNa2因为在和平稳，故取载荷系数fP，于轴承1，：FaFr1

，故有：PF5090N1r又，对于轴承，：Fa0.986Fr

，故有：f)(0.43412)NNPrP因21按轴承2计其寿命本定负荷度系数取为f，滚子轴承的寿命指数=10/3，低速轴上轴承寿命为

低速轴上圆锥滚子轴承寿命：Lh

10C10tr6047152

103

h1.062198年

L年故，低速轴上所选的30213型圆锥滚子轴承是合用。十一

润滑和密齿的滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于故用油池油润滑由低速轴上大齿轮圆周速度较低（油深度可达的轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280~350HBS圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为计算与说明

主要结果-30-

/s(50摄氏由此选择中荷工业齿轮油（GB/T5903-1995滚轴的滑

齿轮油池浸油润滑润滑油型由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘号：以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，L-CKC460中负每工作3~6个补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。据减速器工荷工业齿轮油作要求，选用1号用锂基润滑脂）滑。封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈和圈0。承座与轴承盖间用密封垫圈密封。十二箱体及附件的结构设计和选择箱

（）滚动轴承脂润滑润滑脂型号：1号用锂基润滑脂（减速器的箱体采用铸造HT150）制成，采用分式结构。为使机体有足够的刚度）在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起齿顶到油池底面距离大铸件壁厚为8圆半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。轴承与杯均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。视盖窥孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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，用M6螺钉固（具体结参考装配图油指器选用油标尺。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。油标尺中心线与水平面呈°或大于°，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。通孔由于减速器运转时，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。本减速器选用通气罩。启螺启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。定销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。吊计算与说明

主要结果-31-

112112在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物.油塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，