基于CAD的一级减速器的二维设计毕业设计.doc

北京工业大学通州分校毕业综合实践报告毕业综合实践报告报 告 题 目 ：基于CAD的一级减速器设计 32毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日注 意 事 项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（300字左右）、关键词4）外文摘要、关键词 5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。4.文字、图表要求：1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用A4单面打印，论文50页以上的双面打印4）图表应绘制于无格子的页面上5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档5.装订顺序1）设计（论文）2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 良 中 及格 不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度 优 良 中 及格 不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力 优 良 中 及格 不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 良 中 及格 不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）指导教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）评阅教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况 优 良 中 及格 不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况 优 良 中 及格 不及格3、学生答辩过程中的精神状态 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格评定成绩： 优 良 中 及格 不及格教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）年 月 日教学系意见：系主任： （签名）年 月 日摘要本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核。第一，计算传动装置的运动和动力学分析，包括转速、功率、转矩的计算；第二进行齿轮传动的设计，包括计算分度圆直径、确定模数、并校核齿根弯曲疲劳强度、齿轮的几何尺寸、齿轮精度校核；第三传动轴的设计，包括高速轴和低速轴的设计并校核危险截面；第四滚动轴承和箱体的设计；最后，根据上述计算得出的参数，绘制一级直齿减速器的二维工程图纸。关键词：减速器设计，运动和动力学分析，齿轮传动，传动轴设计，二维工程图目录摘要1目录21. 绪论41.1 选题背景41.1.1 汽车上的齿轮传动装置简介41.1.2 AutoCAD简介51.2 研究内容52. 传动装置的运动和动力学分析62.1 参数和传动方案62.2 动力和运动分析62.2.1 转速62.2.2 功率72.2.3 转矩72.3 本章小结83. 齿轮传动的设计93.1 齿轮参数的初步确定93.2 模数的确定93.2.1 计算分度圆直径93.2.2 模数的选择93.3 按齿根弯曲疲劳强度校核103.4 齿轮的几何尺寸103.5 齿轮精度校核113.6 本章小结114. 传动轴的设计134.1 高速轴的设计134.1.1 估算最小直径134.1.2 轴各段直径和长度的确定134.1.3 高速轴危险截面校核144.2 低速轴的设计164.1.1 估算最小直径164.1.2 轴各段直径和长度的确定164.1.3 低速轴危险截面校核174.3本章小结205. 滚动轴承及箱体的设计215.1 滚动轴承的设计215.1.1 高速轴上的滚动轴承设计215.1.2 低速轴上的滚动轴承设计215.2 箱体的设计215.2.1 箱体总体尺寸和螺栓设计215.2.2 箱体吊耳设计225.2.3 轴承端盖设计225.3 润滑与密封225.3.1 润滑225.3.2 密封235.4 极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择235.4.1 极限与配合235.4.2 形位公差235.4.3 表面粗糙度选择245.5 本章小结24结论27致谢28参考文献29附录301. 绪论1.1 选题背景1.1.1 汽车上的齿轮传动装置简介中国百年追求富强的强国之路，是与开放、共享人类进步思想紧密联系在一起的，而中国的汽车工业在最近这快速增长的三十年，逐渐走进中国的千家万户。在我国，经过了三十年的发展，产能和质量逐年上升，汽车产业已经成为了支柱产业。据中国汽车工业协会统计分析，2013年12月，汽车产销保持稳定增长，当月产销再创月度新高。2013年，汽车产销双双超过2000万辆，增速大幅提升，高于年初预计，并且再次刷新全球记录，已连续五年蝉联全球第一1 。图1.1 汽车主减速器圆柱齿轮减速机，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置,是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻、噪声低等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。图1.2 节气门1.1.2 AutoCAD简介AutoCAD（Auto Computer Aided Design）是Autodesk（欧特克）公司首次于1982年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细绘制、设计文档和基本三维设计。现已经成为国际上广为流行的绘图工具。AutoCAD具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。AutoCAD具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行2。本文结合给定参数，使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核，为汽车主减速器及汽车上其它齿轮传动零部件的设计奠定基础。1.2 研究内容本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。主要内容如下：（1）通过给定的参数，并计算出相关的数据，然后进行运动和动力设计；（2）根据给定的参数，并且结合上面所算出数据，对主要零部件尺寸进行设计，并对强度进行校核；（3）根据计算出的零部件尺寸，绘画出各零部件和一级减速器的二维图纸。2. 传动装置的运动和动力学分析2.1 参数和传动方案 选用Y系列三相异步电动机（Y132.M1-6），其技术数据：额定功率为5.5kw，满载转速为960r/min，V带连接，其中V带的传动比为2.5，一级直齿减速器齿轮的传动比为5。传动方案如下图所示：图2.1 传动方案2.2 动力和运动分析2.2.1 转速由满载转速和V带传动比计算高速轴转速： (2.1)其中，为高速轴转速；为额定转速；为V带的传动比。本文中=960r/min，=2.5，代入式(2.1)，求得高速轴转速=384r/min。由高速轴和一级直齿减速器齿轮的传动比计算低速轴转速： (2.2)其中，为高速轴转速；为一级直齿减速器齿轮的传动比。将和的数据代入式(2.2)，得到低速轴转速=76.8r/min。2.2.2 功率由给定的电动机额定功率和各零件传动效率计算两轴功率。高速轴输入功率： (2.3)其中，为高速轴输入功率；为额定功率；为V带传动效率；为联轴器传动效率。由文献3表2-3查得：，=0.98。电动机额定功率为5.5kW，将数据代入式(2.3)，计算得到高速轴输入功率为5.17kW。高速轴功率： (2.4) 其中，为高速轴功率；为滚动轴承传动效率。由文献3中表2-3查得：=0.99。将数据代入式(2.4)，得到高速轴功率为5.12kW。低速轴功率： (2.5)其中，为低速轴功率；为闭式齿轮传动效率。由文献3中表2-3查得：=0.97。将数据代入式(2.5)，计算得到低速轴功率为4.97 kW。低速轴输出功率： (2.6)其中，为低速轴输出功率。将数据代入式(2.6)，得到低速轴输出功率为4.92 kW。2.2.3 转矩由高速轴输入功率，低速轴功率，高速轴转速和各零件传动效率计算转矩。高速轴输入转矩： (2.7)其中，为高速轴输入转矩。将数据代入式(2.7)，计算得到高速轴输入转矩为128.58。高速轴转矩： (2.8)其中，为高速轴转矩。将数据代入式(2.8)，得到高速轴转矩为127.29。低速轴转矩： (2.9)其中，为低速轴转矩。将数据代入式(2.9)，计算得到低速轴转矩为618.01。低速轴输出转矩： (2.10)其中，为低速轴输出转矩。将数据代入式(2.10)，得到低速轴输出转矩为611.83。2.3 本章小结根据上述计算得出，减速器的运动和动力学参数如表2.1所示：表2.1 运动和动力设计参数轴名功率kw转矩N.m转速r/min传动比输入输出输入输出电动机轴5.52.5高速轴5.175.12128.58127.293845低速轴4.974.92618.01611.8376.83. 齿轮传动的设计3.1 齿轮参数的初步确定由参考文献4表11-1可知齿轮轴小齿轮45#调制，齿面硬度197-286HBS，接触疲劳极限 ，弯曲疲劳极限，大齿轮用ZG35SiMn调制，齿面硬度241-269HBS，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限；由参考文献4表11-5可知，安全系数为、。3.2 模数的确定3.2.1 计算分度圆直径按照齿面接触疲劳强度计算分度圆直径，其表达式如下： (3.1)其中，为分度圆直径；为载荷系数，为齿宽系数，由文献4中表11-6查得齿宽系数为1。由文献4中表11-3查得：为1.5；为材料弹性影响系数，由文献4中表11-4查得：为189.8；为区域系数，取值2.5；为许用应力，其表达式为： (3.2)将、代入式(3.2)可得；将、代入式(3.2)可得。因为等于，所以取564。将数据带入式(3.1)，可得分度圆直径3.2.2 模数的选择小齿轮齿数，由小齿轮的分度圆直径和齿数确定模数，其表达式如下： (3.3)其中，m为模数。将齿数及分度圆直径数据带入式(3.3)中，可得模数m=2.46，取标准值为2.5。逆推式(3.3)，小齿轮分度圆直径。3.3 按齿根弯曲疲劳强度校核由模数可以校核齿根弯曲疲劳强度，其达式如下： (3.4)其中， 为外齿轮的齿形系数，为外齿轮齿根修正系数。由文献4图11-8查得，小齿轮的齿形系数为2.65；齿轮的齿形系数为2.18；由文献4图11-9查得，小齿轮齿根修正系数为1.62，大齿轮齿根修正系 为1.81。为许用应力，其表达式为： (3.5)将、带入式(3.5)，可得；将、带入式(3.5)，可得，。计算，取较大值带入式(3.4)，计算可得，由于所取的标准模数大于计算得到的模数，因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。3.4 齿轮的几何尺寸由小齿轮齿数及齿轮传动比可以确定大齿轮齿数，其表达式如下： (3.6)其中为大齿轮齿数，将、带入式(3.6)，可得大齿轮齿数。由模数和齿数可以确定大齿轮分度圆直径，其表达式如下： (3.7)其中为大齿轮分度圆直径，将m=2.5、带入式(3.7)，可得。 由齿数、模数m以及齿顶高系数可计算齿顶圆直径、，其表达式如下： (3.8)根据GB1356-1988规定：对于正常齿制，=1，=0.25。将，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径，将，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径。由齿数、模数m以及齿顶高系数和顶隙系数可计算齿顶圆直径、，其表达式如下： (3.9)其中为齿根圆直径，为顶隙系数，将数据带入式(3.9)，可得小齿轮齿根圆直径、大齿轮齿根圆直径。由分度圆直径和齿宽系数计算可得齿轮宽度，其表达式如下 (3.10)将，带入式(3.10)，可得大齿轮齿宽，小齿轮比大齿轮大5mm，则小齿轮齿宽。由两分度圆直径可确定齿轮的中心距，其表达式如下： (3.11)将、带入式(3.11)可得中心距。3.5 齿轮精度校核齿轮的精度等级由小齿轮的圆周速度决定，其表达式如下： (3.12)将、带入式(3.12)，可得小齿轮圆周速度，参照文献4表11-2，可知选择8级精度合适。3.6 本章小结(1)本章通过模数的确定、弯曲疲劳强度校核和几何尺寸的计算，并计算齿轮的圆周速度来确定齿轮的精度得出大小齿轮具体的齿轮的几何尺寸，如表3.1所示。(2)齿轮的零件图在附录中已给出。表3.1 齿轮几何尺寸分度圆直径/mm齿顶圆直径/mm齿根圆直径/mm齿轮宽度/mm中心距/mm小齿轮707563.7575210大齿轮350355343.75704. 传动轴的设计4.1 高速轴的设计4.1.1 估算最小直径按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献5表15-3，可知扭转强度25-45MPa，材料常数，取125，其表达式如下 (4.1)将、带入式(4.1)可得。高速轴最小轴直径计算表达式如下： (4.2)其中，为高速轴最小轴直径；n为键槽数为1，带入式(4.2)可得为31.12mm由文献6表14-3，可得。4.1.2 轴各段直径和长度的确定 高速轴为齿轮轴，共分为7段。左起第一段轴与带轮用键连接，直径，长度，根据参考文献3表10-26，键槽选用，；左起第二段轴穿过轴承透盖，直径，长度；左起第三段轴安装深沟球轴承，直径，长度，并加工退刀槽；左起第四段轴为深沟球轴承的定位轴肩，直径，长度；左起第五段轴为齿轮轴，直径，长度为小齿轮宽度，左起第六段为深沟球轴承的定位轴肩，直径，长度；左起第七段轴安装深沟球轴承并加工退刀槽，直径，长度。4.1.3 高速轴危险截面校核高速轴上所承受的作用力大小及方向如下图所示：图4.1 高速轴作用力示意图其中，为作用在小齿轮上的圆周力；为作用在小齿轮上的径向力；和为一对水平方向上的支座反力；和为一对垂直方向上的支座反力；为两轴承中心之间的距离(轴承宽度的一半与左起第六段的长度与小齿轮宽度的一半之和为，经计算=133mm)。作用在小齿轮上的圆周力计算公式如下所示： (4.3)将小齿轮转矩=127.29Nm和分度圆直径代入式(4.3)，计算得到作用在小齿轮上的圆周力为3636.86N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，。作用在小齿轮上的径向力计算公式如下所示： (4.4)其中，为啮合角，对于标准直齿圆柱齿轮，啮合角。将作用在小齿轮上的圆周力代入式(4.4)，计算得到作用在小齿轮上的径向力为1323.71N。由于齿轮为圆柱直齿，且由于选用深沟球轴承，不存在轴向力，因此，垂直方向的支座反力大小相等，。高速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示： (4.5)其中，为水平弯矩；为垂直弯矩；为合成弯矩；为当量弯矩；为折合系数(由于扭转切应力为脉动循环变应力，取)。将数据代入式(4.5)，=120.93Nm；=44.01Nm；=128.69Nm；=149.65Nm。弯矩图如下所示：图4.2左起第四段与第五段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为149.65Nm，该处应力的计算公式为： (4.6)其中，为高速轴C截面的计算应力；为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数，经计算）。经计算。查文献6中表15-1可知，许用弯曲应力为60MPa，由于小于许用弯曲应力，所以确定的尺寸符合安全规定。左起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示： (4.7)其中，为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数，经计算。经计算，由于小于许用弯曲应力，所以确定的尺寸符合安全规定。4.2 低速轴的设计4.1.1 估算最小直径按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献5表15-3扭转强度25-45MPa，材料常数，取125，其表达式如下 (4.8)将、带入式(4.8)可得。高速轴最小轴直径计算表达式如下： (4.9)其中，为高速轴最小轴直径；n为键槽数为2，带入式(4.9)可得为55.21mm由文献6 表14-3 可得。4.1.2 轴各段直径和长度的确定低速轴为非齿轮轴，共分为7段，右起第一段轴与带轮用键连接，直径，长度，根据参考文献3表10-26 键槽选用，；右起第二段轴穿过轴承透盖，直径，长度；右起第三段安装深沟球轴承并用套筒定位，直径，长度；右起第四段安装齿轮与轴用键槽连接，根据参考文献3表10-26 键槽选用，长度，轴直径，长度；右起第五段为定位轴环直径，长度；右起第六段为定位轴肩，直径，长度；右起第七段轴安装深沟球轴承，直径，长度。4.1.3 低速轴危险截面校核低速轴上作用力大小及方向如下图所示：图4.3 低速轴作用力示意图其中，为作用在大齿轮上的圆周力；为作用在大齿轮上的径向力；和为一对水平方向上的支座反力；和为一对垂直方向上的支座反力；为两轴承中心之间的距离(轴承宽度的一半与右起第六段的长度与轴环长度与大齿轮轴长度的一半之和为，经计算=116mm)。作用在大齿轮上的圆周力计算公式如下所示： (4.10)将大齿轮转矩=618.01Nm和分度圆直径=350mm代入式(4.10)，计算得到作用在小齿轮上的圆周力为3531.49N。由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，。低速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示： (4.11)其中，为水平弯矩；为垂直弯矩；为合成弯矩；为当量弯矩。将数据代入式(4.11)，=122.72Nm；=44.67Nm；=130.60Nm；=393.13Nm。弯矩图如下所示图4.4低速轴的载荷分析图右起第三段与第四段接触的截面（如示意图中C处所示）处的当量弯矩最大，所以C处的剖面较为危险。该剖面的当量弯矩为393.13Nm，该处应力的计算公式为： (4.12)其中，为高速轴C截面的计算应力；为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数，经计算）。经计算。查文献6中表15-1可知，许用弯曲应力为60MPa，由于小于许用弯曲应力，所以确定的尺寸符合安全规定。右起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。该截面计算应力如下所示： (3.22)其中，为高速轴D截面的计算应力。该截面为圆截面，抗弯截面系数，经计算。经计算，由于小于许用弯曲应力，所以确定的尺寸符合安全规定。4.3本章小结根据上述计算得出高速轴与低速轴各段尺寸参数如表4.1所示。高速轴与低速轴零件图已在附录中给出。表4.1 高速轴与低速轴各段尺寸参数高速轴参数（mm）低速轴参数（mm）直径长度直径长度第一段32605660第二段36406340第三段40207048第四段45207569.5第五段70758510第六段45207512.5第七段402070245. 滚动轴承及箱体的设计5.1 滚动轴承的设计5.1.1 高速轴上的滚动轴承设计初选6208深沟球轴承，当量动载荷，根据工作条件预算轴承寿命，只受径向力作用，轴承寿命的表达式如下： (5.1)其中为轴承寿命；为温度系数；为载荷系数；为寿命指数；为径向基本额定动载荷。由文献4中表16-8查得：温度系数为1；为1。由文献3中表查得：为29.5kw；=3。将数据带入式(5.1)，计算得到轴承寿命为480402h，满足每天8小时工作的条件。 5.1.2 低速轴上的滚动轴承设计根据条件预算轴承的寿命。当量动载荷，由于只受径向力作用，轴承寿命表达式如下： (5.2) 其中为轴承寿命；为径向基本额定动载荷。由文献4中表16-8查得：温度系数为1；为1。由文献3中表查得：为29.5kw；=3。将数据带入式(5.2)，计算得到轴承寿命为22987348h，满足每天8小时工作的条件。 5.2 箱体的设计5.2.1 箱体总体尺寸和螺栓设计根据文献3表4-1可查得，箱座壁厚，将数据带入式子中，壁厚取8mm；箱盖壁厚，将数据带入公式中，壁厚取8mm；箱盖凸缘厚度，mm；箱座凸缘厚度，mm；箱座底凸缘厚度，mm；地脚螺钉直径，取20mm；地脚螺钉数目,，；轴承旁连接螺栓直径，mm；箱盖与箱座连接螺栓直径，mm；连接螺栓的间距为200；定位销直径，mm，取8mm；，和至外箱壁距离=18mm；和至凸缘边缘距离mm；轴承旁凸台半径为24mm；凸台高度30mm；箱盖，箱座助厚，取8mm，取8mm；齿轮端面与内箱壁mm。5.2.2 箱体吊耳设计根据文献7查表G.10，箱体吊耳壁宽B=40mm，吊耳宽20mm，吊耳长h=40mm。5.2.3 轴承端盖设计选用轴承螺钉连接外装式轴承，根据文献3表4-1可查得，轴承端盖螺钉直径，mm, 取10mm。根据文献7查表G.5，大轴承大径D=175mm；轴承端盖螺孔间直径；外径；轴承端盖内径;轴承盖厚度e=12mm；轴承盖螺钉个数n=6。小轴承大径; 轴承端盖螺孔间直径；外径；轴承端盖内径;轴承盖厚度；轴承盖螺钉个数。5.3 润滑与密封5.3.1 润滑 润滑油是用在各种类型汽车、机械设备上以减少摩擦，保护机械及加工件的液体或半固体润滑剂，主要起润滑、冷却、防锈、清洁、密封和缓冲等作用。润滑脂主要由矿物油（或合成润滑油）和稠化剂调制而成。其作用主要是润滑、保护和密封。根据文献7表F.1可以查得，齿轮传动部分的润滑油选用L-AN15（GB 443-89），主要用于一般要求的齿轮、滑动轴承，润滑油的油面高度略高于大齿轮的齿顶圆直径的1/3，润滑油由大齿轮齿面带动与小齿轮齿面进行接触。根据表F.2可以查得，滚动轴承传动部分的润滑脂选用ZGN 69-2（SY 1514-82），主要用于机车、电机、汽车及其他机械的滚动轴承润滑。5.3.2 密封轴承和箱体间，选用挡油盘进行密封。根据文献7表F.3查得，轴承透盖中，选用毡圈进行密封。高速轴的轴承透盖选用毡圈40 JB/ZQ 4606-86，毡圈的尺寸为外径53mm，内径39mm，宽度7mm。低速轴的轴承透盖选用84 JB/ZQ 4606-86，毡圈的尺寸外径84mm，内径63mm，宽度8mm。5.4 极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择5.4.1 极限与配合配合的定义：基本尺寸相同的,相互结合的孔和轴的公差带之间的关系称为配合。配合的种类分为间隙配合、过盈配合和过度配合。（1）低速轴齿轮与轴的公差配合齿轮与轴的配合为间隙配合，优先配合特性为基孔制，齿轮上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C.4可知，上偏差为 0.030mm，下偏差为0。根据孔的极限偏差，轴的极限偏差为g6，查表C.3可知，上偏差为- 0.010mm，下偏差为-0.029mm。（2）高速轴轴承和箱体的公差配合高速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C.4可知，上偏差为 0.030mm，下偏差为0。（3）低速轴轴承和箱体的公差配合低速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献7中表C.4可知，上偏差为 0.035mm，下偏差为0。（4）高速轴和轴承的公差配合高速轴与轴承的配合为过盈配合，高速轴的极限偏差为k6，由文献7中表C.3可知，上偏差为 0.018mm，下偏差为0.002mm。（5）低速轴和轴承的公差配合低速轴与轴承的配合为过盈配合，低速轴的极限偏差为k6，由文献7中表C.3可知，上偏差为 0.021mm，下偏差为0.002mm。5.4.2 形位公差由文献7表C.6与C.7可知，对于高速轴，左起第一段安装键槽，该处的对称度为0.015mm。左起第三段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动为0.030mm；左起第七段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动0.030mm，左起第五段为齿轮部分，该段的圆跳动为0.040mm；左起第三段和第四段连接处到左起第六段与左起第七段连接处的圆跳动为0.030mm。由文献7表C.6与C.7可知，对于低速轴，右起第一段安装键槽，该处的对称度为0.012mm；右起第三段安装轴承，其圆柱度为0.013mm，圆跳动为0.040mm;右起第四段安装齿轮，其圆跳动为0.040mm；右起第四段安装键槽，该处的对称度为0.020mm，右起第七段安装轴承，其圆柱度为0.013mm，圆跳动为0.040mm。5.4.3 表面粗糙度选择根据加工方法，由文献7查表C.17至C.20，对于高速轴，左起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度Ra的上限值为1.6m，其余粗糙度Ra的上限值为3.2m，左起第三段与左起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度Ra的上限值为0.8m。对于低速轴，右起第二段穿过透盖，与毡圈相配合，其粗糙度Ra的上限值为1.6m，其余粗糙度Ra的上限值为3.2m，右起三段与右起第七段安装轴承，其光洁度较高，粗糙度Ra的上限值为0.8m；对于大齿轮，与轴配合的孔的内壁粗糙度Ra的上限值为1.6m，其余粗糙度Ra的上限值为3.2m。对于大齿轮，其具体的粗糙度见附录零件图。 5.5 本章小结（1）对滚动轴承的疲