游梁式抽油机二级传动装置设计-学位论文

兰州航空工业职工大学专科毕业设计（论文）第2页共39页PAGE1兰州航空工业职工大学毕业设计（论文）题目：游梁式抽油机二级传动装置专业：班级：学生姓名：指导老师：年月日 摘要 通过对减速器的简单了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起。学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如CAD等，直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中，会不同程度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运行，提高生产的效率。【关键词】：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置目录第一节设计任务(3)第二节方案设计分析(3)第三节轴承的选择及寿命计算(17)第四节设计结果(22)第五节心得体会(23)第六节附录(25)引言1.1减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。电动机电动机联轴器高速轴中间轴低速轴减速器系统框图以下对几种减速器进行对比：1）圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。2）圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。3）蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。4）齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。1.2减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。1）传统型减速器结构绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2—3个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。2）新型减速器结构下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1）齿轮—蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮—圆锥齿轮—圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：——在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。——在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。——输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。1.3减速器润滑圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。减速器油池的容积平均可按1kW约需0．35L一0．7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90℃时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0．5L/kW。圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u≤20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10m／s以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0℃，则使用时需先将油加热到0℃以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。第一节设计任务抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。图1－1抽油机是长期野外作业，24小时连续运行，要求运行平稳、效率高、使用寿命长。抽油杆的上下往复运动，每分钟10次。本装置的使用寿命为15年。（工作机械扭矩为T=18000Nm，工作机转速n=10r/min）要求：①根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。②选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。③对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。第二节方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计（一）根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：图2－1（二）总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图2—2所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηη＝ηηηηη＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；η为V带的效率，η为第一对轴承的效率，η为第二对轴承的效率，η为第三对轴承的效率，η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。图2—2（三）电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η＝Tn/（9550*0.867）＝20.76kW执行工作机转速n=10r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×11＝176～1760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2—280S—6的三相异步电动机，额定功率为22kW，满载转速n＝970r/min，同步转速1000r/min。（四）传动装置的总传动比和传动比分配1.总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i＝n/n＝970/10＝972.传动装置传动比分配i＝i×i式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i＝3.6，则减速器传动比为i＝i/i＝97/3.61＝26.94。根据各原则，查图得高速级传动比为i＝6.3，则i＝i/i＝4.28（五）传动装置运动和动力参数的计算1.各轴转速n＝n/i＝970/3.6＝269.47r/minn＝n/i＝269.47/6.3＝43.09r/minn＝n/（i×i）＝11r/min2.各轴输入功率P＝P×η＝20.76×0.94＝19.5kWP＝P×η×η＝19.5×0.98×0.99＝18.9kWP＝P×η×η＝18.9×0.98×0.99＝16.82kW3.各轴输入转矩Ⅰ轴T＝9550P/n=9550×19.5/269.47=0.703kN·mⅡ轴T＝9550P/n=9550×18.9/43.09=4.188kN·mⅢ轴T＝9550P/n=9550×16.82/11=14.6kN·m（六）Ｖ带传动的设计1.确定计算功率式中为工作情况系数，为电机输出功率2.选择带型号根据，查图初步选用Ｃ型带．3.选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中ξ为带的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取4.验算带速v在１０～２０m/s范围内，Ｖ带充分发挥。5.确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取Ｃ型带的基准长度，得实际中心距取6.验算小带轮包角，包角合适。7.确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得＝故选6根带。8.确定带的初拉力单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为9.计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见图2—7图2—7（七）齿轮的设计计算1.高速级齿轮传动的设计计算（1）齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮EQ\o\ac(○,1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。经查图，取＝＝1500MPa，＝＝500Mpa。EQ\o\ac(○,2)齿轮精度按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。(2)初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。EQ\o\ac(○,1)计算小齿轮传递的转矩＝kN·mEQ\o\ac(○,2)确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝19，z＝iz＝6.3×19＝120传动比误差i＝u＝z/z＝120/19＝6.316Δi＝＝0.25％5％，允许EQ\o\ac(○,3)初选齿宽系数按非对称布置，由表查得＝0.6EQ\o\ac(○,4)初选螺旋角初定螺旋角＝15EQ\o\ac(○,5)载荷系数K使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.75m/s查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝40mm查图得K＝1.17，初取b/h＝6，再查图得K＝1.13齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1载荷系数K＝KKKK=1.25×1.01×1.1×1.13＝1.57EQ\o\ac(○,6)齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos＝19/cos＝21.08z＝z/cos＝120/cos＝133.15查图得Y＝2.8Y＝2.17Y＝1.56Y＝1.82EQ\o\ac(○,7)重合度系数Y端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/19＋1/120）】×cos15＝1.63＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos15）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.696EQ\o\ac(○,8)螺旋角系数Y轴向重合度＝＝1.024,取为1Y＝1－＝0.878EQ\o\ac(○,9)许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，15年，每年工作365天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10查图得寿命系数,;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数许用弯曲应力比较,取EQ\o\ac(○,10)计算模数按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取EQ\o\ac(○,11)初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角分度圆直径齿宽,取,,齿宽系数EQ\o\ac(○,12)验算载荷系数圆周速度查得按，，查得，又因，查图得，，则K＝1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。(3)校核齿面接触疲劳强度EQ\o\ac(○,1)载荷系数，，，，EQ\o\ac(○,2)确定各系数材料弹性系数查表得节点区域系数查图得重合度系数查图得螺旋角系数EQ\o\ac(○,3)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数查图得，；工作硬化系数；安全系数查表得；尺寸系数查表得，则许用接触应力为：取EQ\o\ac(○,4)校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。2.低速级齿轮传动的设计计算(1)齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮EQ\o\ac(○,1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取＝＝1200MPa，＝＝370Mpa。EQ\o\ac(○,2)齿轮精度按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。(2)初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。EQ\o\ac(○,1)计算小齿轮传递的转矩＝kN·mEQ\o\ac(○,2)确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝33，z＝iz＝3.92×33＝129传动比误差i＝u＝z/z＝129/33＝3,909Δi＝＝0.28％5％，允许EQ\o\ac(○,3)初选齿宽系数按非对称布置，由表查得＝0.6EQ\o\ac(○,4)初选螺旋角初定螺旋角＝12EQ\o\ac(○,5)载荷系数K使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝80mm查图得K＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K＝1.14齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1载荷系数K＝KKKK=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58EQ\o\ac(○,6)齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos＝19/cos＝35.26z＝z/cos＝120/cos＝137.84查图得Y＝2.45Y＝2.15Y＝1.65Y＝1.83EQ\o\ac(○,7)重合度系数Y端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12＝1.72＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos12）＝20.41031＝11.26652因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.669EQ\o\ac(○,8)螺旋角系数Y轴向重合度＝＝1.34,取为1Y＝1－＝0.669EQ\o\ac(○,9)许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10查图得寿命系数,;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数许用弯曲应力比较,取EQ\o\ac(○,10)计算模数按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取EQ\o\ac(○,11)初算主要尺寸初算中心距,取a=500mm修正螺旋角分度圆直径齿宽,取,,齿宽系数EQ\o\ac(○,12)验算载荷系数圆周速度查得按，，查得，又因，查图得，，则K＝1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。(3)校核齿面接触疲劳强度EQ\o\ac(○,1)载荷系数，，，，EQ\o\ac(○,2)确定各系数材料弹性系数查表得节点区域系数查图得重合度系数查图得螺旋角系数EQ\o\ac(○,3)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数查图得，；工作硬化系数；安全系数查表得；尺寸系数查表得，则许用接触应力为：取EQ\o\ac(○,4)校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计（一）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径（二）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径（三）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。图2—8图2—9图2—10第三节轴承的选择及寿命计算一．第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩具体受力情况见图3—1（一）轴I受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（二）计算轴上的支反力经计算得垂直面内图3—1水平面内（三）轴承的校核初选轴承型号为32014轻微冲击，查表得冲击载荷系数1.计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力2.计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则轴承A，轴承B3.计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得4.计算当量载荷轴承Ae=0.43,则,轴承Be=0.43,则5.轴承寿命计算因，按轴承B计算二．第二对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩具体受力情况见图3—2（一）轴II受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（二）计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内（三）轴承的校核初选轴承型号为32928轻微冲击，查表得冲击载荷系数1.计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力2.计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则轴承A，轴承B3.计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得4.计算当量载荷轴承Ae=0.36,则,轴承Be=0.36,则5.轴承寿命计算因，按轴承A计算图3—2三．第三对轴承具体受力情况见图3—3（一）轴III受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（二）计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内（三）轴承的校核初选轴承型号为32938轻微冲击，查表得冲击载荷系数1.计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力2.计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则轴承A，轴承B3.计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得4.计算当量载荷轴承Ae=0.48,则,轴承Be=0.48,则5.轴承寿命计算因，按轴承B计算图3—3第四节设计结果一．最终实际传动比iV带高速级齿轮低速级齿轮3.616.3163.909二.各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.9811三.各轴输入功率P（kW）（kW）（kW）42.341.0439.82四.各轴输入转矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)1.4889.09634.57五.带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z2801000145150006六．高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)355500法面摸数(mm)56螺旋角（°）11．7983613．59049旋向小齿轮左右大齿轮右左齿数1933120129分度圆直径（mm）97.050203.704(mm)612.950796.296齿顶圆直径（mm）107.050215.704(mm)622.950808.296齿根圆直径(mm)84.550188.704(mm)600.450781.296齿宽（mm）60130（mm）54124齿轮等级精度66材料及热处理20CrMnTi，齿面渗碳淬火，齿面硬度58~62HRC45钢，调质后淬火，齿面硬度40~50HRC

结论本设计是相对于实验用的减速器的设计，所以对于它的减速级数要求就要多点，他的作用主要是让使用者了解一般减速器的基本原理和主要结构，所以在设计过程中要想到这些，对于本次设计本人还是比较满意的，比如在减速器高速轴和低速轴之间的传动，齿轮间啮合等。但由于时间紧迫，和本人能力和经验有限，设计中难免出现一些不合理或问题不大的错误，所以这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，若以后还有机