二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速箱设计说明书

减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：第一节设计任务书1.1设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=5200N，速度v=1.5m/s，直径D=500mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8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.普通V带设计计算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

第二节传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器1)该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于载荷变动微小，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。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。

第三节选择电动机3.1电动机类型的选择按照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：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆锥齿轮的效率：η3=0.97V带的效率：ηv=0.96闭式圆柱齿轮的效率：η4=0.98工作机的效率：ηw=0.96η3.3选择电动机容量工作机所需功率为P电动机所需额定功率:P工作机轴转速：n查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，V带传动比范围为：2～4，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6～16，所以合理的总传动比范围为：12～64。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12～64)×57.3=688～3667r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率Pen=11kW，满载转速为nm=2930r/min，同步转速为nt=3000r/min。表3-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930图3-1电机尺寸表3-2电动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×G160605×385254×21014.542×11012×373.4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：i（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3.42减速器传动比i=51.134/3.42=14.95锥齿轮（高速级）传动比i则低速级的传动比为i减速器总传动比i3.5动力学参数计算3.5.1各轴转速高速轴：n中间轴：n低速轴：n工作机轴：n3.5.2各轴输入功率高速轴：P中间轴：P低速轴：P工作机轴：P3.5.3各轴输入转矩电机轴：T高速轴：T中间轴：T低速轴：T工作机轴：T运动和动力参数列表如下：表3-3各轴动力学参数表编号电机轴高速轴中间轴低速轴工作机轴功率9.26kW8.89kW8.54kW8.29kW7.8kW转速2930r/min856.73r/min229.07r/min57.27r/min57.27r/min转矩30.18N▪m99.09N▪m355.88N▪m1381.1N▪m1299.47N▪m传动比3.423.7441效率0.960.970.980.99

第四节V带传动设计计算1)求计算功率Pc查表13-9得KA=1.1，故P2)选普通V带型号根据Pc=10.19kW、n1=2930r/min，由图13-15选用A型。3)求大、小带轮基准直径d2、d1由图13-15，因传动比不大，取d1=90mm。d由表13-10，取d2=315mm。n∆4)验算带速vv带速在5～30m/s范围内，合适。5)求普通V带基准长度Ld和中心距a0.7×(d1+d2)＜a0＜2×(d1+d2)初步定中心距a0=610mm由式（13-2）得带长L由表13-2，对A型带选用Ld=1940mm。再由式（13-15）计算实际中心距a6)验算小带轮的包角α1α合适。7)求普通V带根数z由式（13-14）得z今n1=2930r/min，d1=90，查表13-4得P由式（13-8）得传动比i查表13-6得△P由α1=159.92°查表13-8得Kα=0.98，表13-2得KL=1.02，由此可得z取5根。求作用在带轮轴上的压力FQ查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得单根V带的初拉力F作用在轴上的压力F8)带轮结构设计1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=42mm因为小带轮dd1=90小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：dddBL图4-1小带轮结构示意图2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm因为大带轮dd2=315mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此大带轮尺寸如下：dddBhhbbffL图4-2大带轮结构示意图9)主要设计结论选用A型V带5根，基准长度1940mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=315mm，中心距控制在a=613～700mm。单根带初拉力F0=134.47N。表4-1带轮设计结果带型AV带中心距642mm小带轮基准直径90mm包角159.92°大带轮基准直径315mm带长1940mm带的根数5初拉力134.47N带速13.81m/s压轴力1324.11N

第五节减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选择材料及确定许用应力小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa(表11-1)，大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则σσσσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ5.2按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3(表11-3)齿宽系数φa=0.4。小齿轮上的转矩取T(表11-4)取Z齿数取Z1=29，则Z2=i×Z1=3.74×29=108。故实际传动比i弹性系数ZE(表11-4)Zd模数m查表取标准模数m=3mm5.3确定传动尺寸5.3.1实际传动比u大端分度圆直径dd5.3.2计算分锥角δδδ1=15°1'49"δ2=74°58'10"5.3.3锥顶距为R5.3.4齿宽为b取b=50mm5.3.5齿宽中点分度圆直径dd5.4验算轮齿弯曲强度当量齿数zz查图11-8和11-9得齿形系数：YFa1=2.52，YFa2=2.12；YSa1=1.62，YSa2=1.86σσ5.4.1计算锥齿轮传动其它几何参数(1)计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚hhhs(2)分锥角(由前面计算)δδ(2)计算齿顶圆直径dd(3)计算齿根圆直径dd注：锥齿轮h(4)计算齿顶角θa1=θa2=atan(ha/R)=1.026°=1°1'32"(5)计算齿根角θf1=θf2=atan(hf/R)=1.231°=1°13'50"(6)计算齿顶锥角δa1=δ1+θa1=16.056°=16°3'21"δa2=δ2+θa2=75.995°=75°59'43"(7)计算齿根锥角δf1=δ1-θf1=13.8°=13°47'58"δf2=δ2-θf2=73.739°=73°44'19"5.4.2齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm33齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z29108齿宽B5050齿顶高ham×ha*33齿根高hfm×(ha*+c*)3.63.6分度圆直径dd87324齿顶圆直径dad+2×ha92.79325.56齿根圆直径dfd-2×hf80.05322.13分锥角δ15°1'49"74°58'10"齿顶角θaatan(ha/R)1°1'32"1°1'32"齿根角θfatan(hf/R)1°13'50"1°13'50"锥距R167.565167.565

第六节减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选择材料及确定许用应力小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa(表11-1)，大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则σσσσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ6.2按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3(表11-3)初选螺旋角β=13°齿宽系数φd=1表(11-6)小齿轮上的转矩取T(表11-4)取Z齿数取Z1=31，则Z2=i×Z1=4×31=125。故实际传动比i螺旋角系数ZβZd模数m查表4-1取mn=3mm。计算中心距aa圆整为a=240mmββ=12°50'18"分度圆直径dd齿宽b故取b2=100mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=105mm6.3验算轮齿弯曲强度查图11-8以及图11-5得齿形系数Y由式11-5得σσ6.4齿轮的圆周速度v可知选用7级精度是合适的。主要设计结论齿数z1=31，z2=125，模数m=3mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.8386°=12°50'18"，中心距a=240mm，齿宽B1=105mm、B2=100mm6.4.1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hhh(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：齿顶高系数h6.4.2齿轮参数和几何尺寸总结表6-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a240240齿数z31125模数m33齿宽B105100螺旋角β右旋12°50'18"左旋12°50'18"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*33齿根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齿高hha+hf6.756.75分度圆直径d95.38384.62齿顶圆直径dad+2×ha101.38390.62齿根圆直径dfd-2×hf87.88377.12

第七节轴的设计与校核7.1高速轴设计计算1)求高速轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=8.89kW；n1=856.73r/min；T1=99.09N•m2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取C=112，于是得d高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%d故选取:d12=28mm3)轴的结构设计图图7-1高速轴示意图①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=33mm。大带轮轮毂宽度L=56mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=54mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T×B=35×72×18.25×17mm，故d34=d56=35mm。取非定位轴肩高度h=2.5mm，则d67=30mm。5)由手册查得高速轴轴承定位轴肩高度h=2.5mm，则d45=40mm。6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2,取套杯厚度为e4=8,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，则l7)考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,根据L=1×d67,但是此轮毂长不满足锥齿轮齿宽及结构要求,需要根据结构适当延长,则取小齿轮轮毂宽度L=53mm，则l8)为了轴由较大的刚度，轴承支点距离不宜过小,取轴承支点为锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴轴承段直径，取套杯厚度为8,则ll取小锥齿轮到内壁距离为Δl9)轴上零件的周向定位齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸b×h=8×7mm，长度L=45mm,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=8×7mm，长度L=40mm。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k610)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表7-1轴的直径和长度轴段123456直径283335403530长度5447.251770.51770.25高速级小齿轮所受的圆周力F高速级小齿轮所受的径向力F高速级小齿轮所受的轴向力FFae=Fa1=252.67N根据30207圆锥滚子查手册得压力中心a=15.3mm小锥齿轮齿宽中点距离齿轮端面M由齿轮结构确定，由于齿轮直径较小，采用实心式，取M≈26轴承压力中心到第一段轴支点距离:l两轴承受力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l①计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Q=1324.11水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面B处的垂直弯矩M截面C处的垂直弯矩M截面D处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）M截面C处的合成弯矩M截面D处的合成弯矩M③作合成弯矩图（图d）T作转矩图（图e）图7-2高速轴受力及弯矩图11)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ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α=0.6，则当量应力为σ查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算1)求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=8.54kW；n2=229.07r/min；T2=355.88N•m2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取C=112，得:d3)轴的结构设计图图7-3中间轴示意图4)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=37.42mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T×B=40×80×19.75×18mm，故d12=d56=40mm。5)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=43mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=43mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=53mm。6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。7)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm8)根据锥齿轮结构,由锥距和锥角可得,l34=28.5mm，已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=105mm，则由于箱体相对于小锥齿轮中心对称，箱体BE得B9)由此可得高速级大齿轮轮毂宽度b10)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=105mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=103.5mm，d23=43mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=76mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=75mm，d45=43mm。高速齿轮倒角为1.5mm,低速齿轮倒角为1.5mmll11)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键链接,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=12×8mm，长度L=90mm。大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=12×8mm，长度L=63mm。为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k612)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表7-2轴的直径和长度轴段12345直径4043534340长度39.5103.528.57539.5高速级大齿轮所受的圆周力F高速级大齿轮所受的径向力F高速级大齿轮所受的轴向力F低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F低速级小齿轮所受的径向力F低速级小齿轮所受的轴向力FFae=Fa2-Fa3=-793.23N低速小齿轮轮毂宽度B1=105mm高速大齿轮轮毂宽度B2=76.5mm因小齿轮倒角为1.5因大齿轮倒角为1.5根据30208圆锥滚子查手册得压力中心a=16.9mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:l低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:l高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面B处的水平弯矩MM截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM截面B处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩MM截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T作转矩图（图e）③计算当量弯矩，作当量弯矩图。取α=0.6MMMM图7-4中间轴受力及弯矩图13)校核轴的强度因B右侧弯矩大，且作用有转矩，故B右侧为危险剖面抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ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α=0.6，则当量应力为σ查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算1)求低速轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=8.29kW；n3=57.27r/min；T3=1381.1N•m2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取C=112，得:d低速轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%d故选取:d12=63mm低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T3，查表，考虑平稳，故取KA=1.3，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX4型联轴器。半联轴器的孔径为63mm，故取d12=63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为142mm。3)轴的结构设计图图7-5低速轴示意图①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=68mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=142mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=140mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30214，其尺寸为d×D×T×B=70×125×26.25×24mm，故d34=d78=70mm。轴承挡油环定位，由手册上查得30214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm5)取安装齿轮处的轴段的直径d67=72mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=100mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=98.5mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d67=72mm，故取h=8.5mm，则轴环处的直径d56=89mm，取l56=12mm。6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=24mm，C2=22mm，箱座壁厚δ=10mm，则轴承座宽度为Ll7)5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，右侧挡油环宽度s1=22.5mm，则ll低速齿轮倒角为1.5mml8)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=20×12mm，长度L=90mm。半联轴器与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=18×11mm，长度L=125mm。齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k69)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表7-3轴的直径和长度轴段1234567直径63687079897270长度1406346.5931298.548低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）F低速级大齿轮所受的径向力F低速级大齿轮所受的轴向力FFae=Fa4=1636.72N低速大齿轮轮毂宽度B=100mm因齿轮倒角为1.5根据30214圆锥滚子查手册得压力中心a=25.8mm轴承压力中心到第一段轴支点距离::l轴承压力中心到大齿轮中点距离:l大齿轮中点到轴承压力中心距离:l第一段中点到轴承压力中心距离l1=158.8mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=175.7mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=70.7mm10)计算轴的支反力求水平面的支承反力FF求垂直面的支承反力FF①计算水平面的弯矩（图b）截面C处的水平弯矩M②计算垂直面的弯矩（图c）截面C处的垂直弯矩MM③求合成弯矩图（图d）截面C处的合成弯矩MM④求轴传递的转矩（图e）T⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图（图f）。取α=0.6MMMM图7-6低速轴受力及弯矩图11)校核轴的强度因C右侧弯矩大，且作用有转矩，故C右侧为危险剖面抗弯截面系数为W抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ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α=0.6，则当量应力为σ查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

第八节滚动轴承计算与校核8.1高速轴上的轴承计算与校核表8-1轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)宽度T(mm)基本额定动载荷(kN)3020735721718.2554.2根据条件，轴承预计寿命：Lh=38400h。选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e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，额定静载荷C0r=63.5kN，轴承采用正装。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：FF查表得系数Y=1.6FF由前面计算可知轴向力Fae=252.67N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查设计手册可知X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查设计手册可知ft=1，fp=1所以两轴承的当量动载荷如下：PP取较大值代入计算C由机械设计手册查得轴承基本额定动载荷Cr=54.2KN,因为C_r1<C_r，故所选30207轴承合适。8.2中间轴上的轴承计算与校核表8-2轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)宽度T(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801819.7563根据条件，轴承预计寿命：Lh=38400h。选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，额定静载荷C0r=74kN，轴承采用正装。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：FF查表得系数Y=1.6FF由前面计算可知轴向力Fae=-793.23N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查设计手册可知X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.6查设计手册可知ft=1，fp=1所以两轴承的当量动载荷如下：PP取较大值代入计算C由机械设计手册查得轴承基本额定动载荷Cr=63KN,因为C_r1<C_r，故所选30208轴承合适。8.3低速轴上的轴承计算与校核表8-3轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)宽度T(mm)基本额定动载荷(kN)30214701252426.25132根据条件，轴承预计寿命：Lh=38400h。选用30214轴承，内径d=70mm，外径D=125mm，宽度B=24mm轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=132kN，额定静载荷C0r=175kN，轴承采用正装。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：FF查表得系数Y=1.4FF由前面计算可知轴向力Fae=1636.72N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFF查设计手册可知X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查设计手册可知ft=1，fp=1所以两轴承的当量动载荷如下：PP取较大值代入计算C由机械设计手册查得轴承基本额定动载荷Cr=132KN,因为C_r1<C_r，故所选30214轴承合适。

第九节键联接设计与校核9.1高速轴与大带轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=37mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.2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/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=32mm小锥齿轮材料为40MnB，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=78mm低速级小齿轮材料为40MnB，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.4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/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=51mm大锥齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.5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=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=70mm低速级大齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.6低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,键长125mm。键的工作长度l=L-b=107mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ

第十节联轴器的选型10.1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=1.3×1381.1=1795.43N•m（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX4弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），公称转矩Tn=2500N•m，许用转速[n]=3870r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。从动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。Tc=1795.43N•m<2500N•mn=57.27r/min<3870r/min

第十一节减速器的密封与润滑11.1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，故均采用毡圈油封封油圈。11.2齿轮的润滑齿轮圆周速度v通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v<=12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了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，现取大齿轮齿顶距油池底面距离为48mm，,由于大齿轮全齿高h=6.75mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度推荐值为288～352cSt11.3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。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10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T7324-1987)，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。

第十二节减速器附件12.1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。图12-1杆式油标12.2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。图12-2通气器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。图12-3放油塞12.4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。图12-4窥视孔盖示意图L1=140，L2=125，b1=120，b2=105δ=4mmd4=7mmR=5mm12.5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，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。图12-5圆锥销示意图12.6起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，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。图12-6起盖螺钉12.7起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如