机械设计减速器设计说明书

设计任务书一、初始数据T=1500Nm，n=33r/m，设计年限（寿命：108/班3250380/220V二.设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数V齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计润滑密封设计联轴器设计目 录第一部分设计任务书.............................................. 3第二部分传动装置总体设计方案..................................... 6第三部分电动机的选择............................................ 63.1电动机的选择............................................ 63.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................ 7第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................ 8第五部分V带的设计.............................................. 95.1V带的设计与计算......................................... 95.2带轮的结构设计.......................................... 12第六部分齿轮传动的设计......................................... 14第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计.......................... 207.1输入轴的设计........................................... 207.2输出轴的设计........................................... 26第八部分键联接的选择及校核计算.................................. 348.1输入轴键选择与校核...................................... 348.2输出轴键选择与校核...................................... 35第九部分轴承的选择及校核计算.................................... 359.1输入轴的轴承计算与校核.................................. 359.2输出轴的轴承计算与校核................................... 36第十部分联轴器的选择........................................... 37第十一部分减速器的润滑和密封.................................... 3811.1减速器的润滑........................................... 3811.2减速器的密封........................................... 39第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸........................... 39减速器附件的设计及选取 39一.传动方案特点组成：传动装置由电机、V特点：齿轮相对于轴承对称分布。确定传动方案：考虑到电机转速高，VV一.传动方案特点组成：传动装置由电机、V特点：齿轮相对于轴承对称分布。确定传动方案：考虑到电机转速高，VVV二.计算传动装置总效率a=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8591为V2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的设计小结.......................................................48参考文献.......................................................设计及说明第二部分 传动装置总体设计方案结果48效率, 为工作装置的效率。5第三部分 电动机的选择n:n=33r/min

2×Tπn 2×1500×3.14×33pw=

60×1000=

=5.18KW电动机所需工作功率为:pwpd=ηa

=5.18=6.03KW设计及说明 结 果工作机的转速为:n=33r/min经查表按推荐的传动比合理范围，Vi1=2~4，一级圆柱i2=2~6ia=4~24，电动机转速ndia×n4×24)×33132~792r/minY160L-8nm=720r/min，同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地脚螺栓装尺寸

地脚螺栓孔直径

电动机轴伸出段尺寸

键尺寸H L×HD A×B K D×E F×G160mm 645×385 254×254 15mm 42×110 12×37确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：n动比为:设计及说明 结 果i=n/n=720/33=21.82a m分配传动装置传动比:0ia=i×i0式中i0、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i0=4，则减速器传动比为:i=i/i=21.82/4=5.46a0第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:m0输入轴：nIn/i720/4180r/minm0I输出轴：nIIn/i180/5.4632.97工作机轴：nIIInII32.97r/minI（2)各轴输入功率:I 输入轴：P=P× =6.03×0.96=5.79I d 输出轴：PII=PI××=5.79×0.99×0.97=5.56KW工作机轴：PIII=PII××=5.56×0.99×0.99=5.45KW则各轴的输出功率：输入轴：P'=P×0.99=5.73KWI I=P输出轴：=P

×0.99=5.5KWII=II=

'III

×0.99=5.4KWIII(3)各轴输入转矩:III设计及说明 结 果I d 0 I d 0 电动机轴的输出转矩:pd 6.03Td9550× =9550×720=79.98Nmnm所以：I d 0 输入轴：T=T×i×I d 0 II I 输出轴：T=T×i××307.12×5.46II I III II 工作机轴：T =T××=1610.3III II 输出转矩为：输入轴：T'=T×0.99=304.05NmI III II输出轴：T'=TII II工作机轴：T

'=T×0.99=1562.48NmIII III第五部分 V带的设计5.1V带的设计与计算Pca由表查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAPd=1.2×6.03kW=7.24kWV根据Pca、nm由图选用B型。ddv设计及说明 结 果dd1dd1140mm。v。按课本公式验算带的速度πdd1nm π×140×72060×1000

60×1000

m/s=5.28m/s因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=4×140=560mm根据课本查表，取标准值为dd2=560mm。Vaa0500mm。由课本公式计算带所需的基准长度πLd0≈2a0+2

(dd2-dd1)24a0π (560-140)2=2×500+2×(140+560)+

4×500

≈2187mm由表选带的基准长度Ld=2180mm。a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2180-2187)/2mm≈496mm按课本公式，中心距变化范围为463~561mm。验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（560-140)×57.3°/496≈131.5°>120°z

设计及说明 结 果P1）计算单根V带的额定功率 。Pr由dd1=140mm和nm=720r/min，查表得P0=1.68kW。m 0 根据n=720r/min，i=4和B型带，查表得P=0.23kW。查表得K=0.87，查表得m 0 r 0 0 r 0 0 2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=7.24/1.65=4.39取5根。VF0由表查得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以2(2.5-Kα)Pca2F0=500 +qvKαzv=500

(2.5-0.87)×7.24 2×0.87×5×5.28

+

N =261.64NFPF=2zFsin(/2)=2×5×261.64×sin(131.5/2)=2384.91NP 0 1

设计及说明 结 果主要设计结论带型小带轮基准直径dd1V带中心距aB型140mm496mm根数大带轮基准直径dd2带基准长度Ld5根560mm2180mm小带轮包角α1131.5°带速5.28m/s单根V带初拉力F05.2带轮结构设计261.64N压轴力Fp2384.91N小带轮的结构设计小带轮的结构图小带轮主要尺寸计算设计及说明 结 果代号名称d分度圆直径dd1计算公式电动机轴直径D代入数据D=42mm尺寸取值42mm140mmdadd1+2ha140+2×3.5147mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×4284mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×19+2×11.599mmL(1.5~2)d(1.5~2)×4284mm大带轮的结构设计大带轮的结构图设计及说明 结 果大带轮主要尺寸计算代号名称dad1BL

计算公式dd1+2ha(1.8~2)d(1.5~2)d

代入数据D=37mm560+2×3.5(1.8~2)×37(1.5~2)×37

尺寸取值37mm560mm567mm74mm99mm74mm第六部分 齿轮传动的设计选精度等级、材料及齿数40Cr（调质280HBS，45钢（调质240HBS。8（3）选小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿数z2=28×5.46=152.88，取z2=153。（4）压力角 =20°。按齿面接触疲劳强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即设计及说明 结 果确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T1=307.12N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z。ε端面压力角：a1 1 1 =arccos[zcos/(z+2h*)]=arccos[28×cos20°a1 1 1 a2 2 2 =arccos[zcos/(z+2h*)]=arccos[153×a2 2 2 =[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[28×(tan28.72°-tan20°)+153×(tan21.943°-tan20°)]/2π=1.767重合度系数：Z

H⑦计算接触疲劳许用应力[]HHlim1 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 =600MPa、 =Hlim1 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数N1=60nkth=60×180×1×10×250×3×8=6.48×108设计及说明 结 果大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=6.48×108/5.46=1.19×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.89、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[]

KHN1σHlim1 0.89×600= = =534MPaH1 S 1[]

KHN2σHlim2 0.92×550= = =506MPaH2 S 1 取[ ][ ] H1 H2 [ ]=[ ]=506 H H2试算小齿轮分度圆直径32×1.3×307.12×1000 5.46+1 2.5×189.8×0.8632= 1

5.46×

506 =85.213mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vπd1tn1 π×85.213×180v=60×1000 =

=0.8m/s②齿宽bb=φdd1t =1×85.213 =85.213mmKH设计及说明 结 果①由表查得使用系数K=1。A②根据v=0.8m/s、8级精度，由图查得动载系数K=1.05。V③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×307.12/85.213=7208.29NKAFt1/b=1×7208.29/85.213=84.59N/mm<100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.465。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.465=1.846可得按实际载荷系数算的的分度圆直径3 KH 31.846d1=d1t及相应的齿轮模数

KHt

=85.213× 1.3 =95.779mmmn=d1/z1=95.779/28=3.421mm模数取为标准值m=3mm。几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=28×3=84mmd2=z2m=153×3=459计算中心距a=(d1+d2)/2=(84+459)/2=271.5mm计算齿轮宽度取b2=84、b1=89。

设计及说明 结 果b=φdd1=1×84=84mm校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KFT1YFaYSaYε= ≤[]φF 32 Fφdmnz1确定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.767=0.674②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数③计算实际载荷系数KF

Y =2.54 Y =2.16Fa1 Fa2Y =1.63 Y =1.84Sa1 Sa2由表查得齿间载荷分配系数K =1.2FH 根据K =1.465，结合b/h=12.44查图得H 则载荷系数为 K=KKKK =1×1.05×1.2 F AvF F④计算齿根弯曲疲劳许用应力[ ]F 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 =500MPa、 Flim1 Flim2MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数K =0.85、K =0.89FN1 FN2设计及说明 结 果取安全系数S=1.4，得KFN1σFlim1 0.85×500F[ ]= S = 1.4 FKFN2σFlim2 0.89×380F[ ]= S = 1.4 F齿根弯曲疲劳强度校核2KFT1YFaYSaYεF1= 32φdmnz12×1000×1.808×307.12×2.54×1.63×0.674= =146.399MPa≤[]1×33×282 F12KFT1YFaYSaYεF2= 32φdmnz12×1000×1.808×307.12×2.16×1.84×0.674= =140.536MPa≤[]1×33×282 F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论设计及说明结 果6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮mz3mm283mm153齿宽b分度圆直径d齿顶高系数ha89mm84mm1.084mm459mm1.0顶隙系数c齿顶高ham×ha0.253mm0.253mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径dfha+hfd+2×had-2×hf6.75mm90mm76.5mm6.75mm465mm451.5mmz1=设计及说明结 果6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮mz3mm283mm153齿宽b分度圆直径d齿顶高系数ha89mm84mm1.084mm459mm1.0顶隙系数c齿顶高ham×ha0.253mm0.253mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径dfha+hfd+2×had-2×hf6.75mm90mm76.5mm6.75mm465mm451.5mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计输入轴的设计1 P1、转速n1 P=5.79KW n=180r/min T=307.12Nm1 1 1求作用在齿轮上的力设计及说明 结 果已知小齿轮的分度圆直径为:d=84mm1则:2T1 2×307.12×1000tF= = 84 =7312.4Ntd1r F=F×tan =7312.4×tan20°=2660r 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钢，调质处理，根据表，0取A=112，得：0

×3 P1 35.79×d =Amin

=n1

180

=35.6mm12输入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故选取:d =37mm12轴的结构设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度设计及说明 结 果23为了满足大带轮的轴向定位要求，I-IIII=IIId=42mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直D=47mmB99mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上I-IIBmm。23初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参23照工作要求并根据d =42mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，237834 其尺寸为d×D×T=45×85×19mm，故d =d =45mm，取挡油环的度为15，则l34=l 7834 45 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴高度h=3.5mm，因此，取d =d 45 56 由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=89mm，d =d=8456 根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mmss=8mm，则l45=Δ+s-15=16+8-15=9mml67=Δ+s-15=16+8-15=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计及说明 结 果轴的受力分析和校核作轴的计算简图（a）:根据6209深沟球轴承查手册得T=19mm99/2+50+19/2109mm89/2+34+9-19/27889/2+9+34-19/278计算轴的支反力：水平面支反力（b：F =

7312.4×78=

=3656.2NNH1

L2+L3 78+78FNH2=

FtL2L2+L3

7312.4×78= 78+78

=3656.2N垂直面支反力（d：F =FrL3-Fp(L1+L2+L3)

2660×78-2384.91×(109+78+78)= =NV1

L2+L3 78+78-2721.3NF =FrL2+FpL1

2660×78+2384.91×109

=2996.4NNV2

L2+L3 78+78CMH=FNH1L2=3656.2×78Nmm=285184Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=2384.91×109Nmm=259955Nmm设计及说明 结 果截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-2721.3×78Nmm=-212261MV2=FNV2L3=2996.4×78Nmm=233719Nmm分别作水平面弯矩图（c）和垂直面弯矩图（e。截面C处的合成弯矩：M1=M2=

2 2MH+MV1 =355506Nmm2 2MH+MV2 =368720Nmm作合成弯矩图（f。作转矩图（g。按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）据公式（14-4，取=0.6，则有： =Mca =

2M1+

(αT1)2=

3555062+(0.6×307.12×1000)2

MPaca W

W 0.1×843=6.8MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W槽的影响。轴的弯扭受力图如下：设计及说明 结 果设计及说明 结 果输出轴的设计2 P2n2 P=5.56KW n=32.97r/min T=1610.3Nm2 2 2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d=459mm2则:2T2 2×1610.3×1000tF= = 459 =7016.6Ntd2r F=F×tan =7016.6×tan20°=2552.4r 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钢，调质处理，根据表，0取:A=112，于是得0

×3 P2 3 5.56×d =Amin

=n2

32.97

=61.9mm1212输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d，为了使所选的直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。1212A2 联轴器的计算转矩TcaA2 则: T =KT=1.3 1610.3=2093.4则: ca A2caTGB/Tca124323-2002或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80mm故取d12=80mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为132mm。设计及说明 结 果轴的结构设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度23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d =85mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=90mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=132为了保证端挡圈只压在半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=130mm。23初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参23照工作要求并根据d=85mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6218，2334 其尺寸为d×D×T=90mm×160mm×30mm，故d=d=90mm，取挡油环的宽度为15，则l34 设计及说明 结 果566218h=5mmd=100mm。5645IV-Vd=95B=84mm，为了使挡l45=82mm。45根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16ss=8mm，已知滚动T=30mm，则l34=T+s+Δ+2.5+2=30+8+16+2.5+2=58.5mml56=s+Δ+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析和校核作轴的计算简图（a）:根据6218深沟球轴承查手册得T=30mm22

=84/2-2+58.5-30/2=83.5mm33

=84/2+11.5+45-30/2=83.5mm计算轴的支反力：水平面支反力（b：F NH1

FtL3L2+L3

7016.6×83.5= 83.5+83.5

=3508.3N设计及说明 结 果F NH2

FtL2L2+L3

7016.6×83.5= 83.5+83.5

=3508.3N垂直面支反力（d：F NV1F NV2

FrL3L2+L3FrL2L2+L3

2552.4×83.5= 83.5+83.52552.4×83.5= 83.5+83.5

=1276.2N=1276.2NCM=F LH NH1

=3508.3×83.5Nmm=292943Nmm截面C处的垂直弯矩：M=F LV NV1

=1276.2×83.5Nmm=106563Nmm分别作水平面弯矩图（c）和垂直面弯矩图（eCM=作合成弯矩图（f4）作转矩图（g。

2 2MH+MV =311723Nmm5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）据公式（14-4，取=0.6，则有：Mca

2M1+

(αT3)2

3117232+(0.6×1610.3×1000)2ca=

= W =

0.1×953

MPa=11.8MPa≤[]=60MPa设计及说明 结 果故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W影响。轴的弯扭受力图如下：设计及说明 结 果精确校核轴的疲劳强度判断危险截面I、II、IIII、II、IIIIVVVIVV，而且这里轴的直径最大，故安装大齿轮段截面也不必校核。截面VIVII由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校IVIV抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×903mm=72900mm抗扭截面系数W=0.2d3=0.2×903mm=145800mmIVW

83.5-40×83.5

=0Nmm截面IV上的扭矩T2=1610300Nmm=截面上的弯曲应力 =b

0=

MPa=0MPa=截面上的扭转切应力 T2=T WT

1610300=145800

=11.04MPaB 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，B -1=155MPa。-1设计及说明 结 果截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取因r =2.5

=

D 95

d90 、

=90 1.056，经插值后可查得=1.89 =1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数按式（附3-4）为k=1+q-1)=1+0.82×(1.89-1)=1.73k=1+q-1)=1+0.82×(1.32-1)=1.273-23-3。3-4q轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为：qkσ 1 1.73 1K=

+ -1

.64

+0.92-1=2.79εσ βσkτ 1 1.27 1K= + -1=.78+0.92-1=1.72ετ βτ又由ξ3-1ξ3-2， ， 于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）~（15-8）则得：o-1 275S= Kσσb+ψσσm

2.79×0+0.1×0 =0设计及说明 结 果τ-1 155S= Kττa+ψττm

=16.6SσSτ ×16.6Sca=

2 2

2 2 =0>S=1.5故可知其安全。IV

Sσ+Sτ +16.6抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×953mm=85737.5mm抗扭截面系数W=0.2d3=0.2×953mm=171475mmM

83.5-40W=×83.5 =0NmmM 0b=W =85737.5MPa=0MPa扭矩T2及扭转切应力为：T=1610300Nmm2T2 1610300T=WT

=171475

=9.39MPak k ko τ σ过盈配合处的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8 ，于是εσ ετ εσ得：kσ =εσ

kτ =0.8×3.73=2.984ετ轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为:设计及说明 结 果kK= σ +

1-1=3.73+

-1=3.82εσ βσ

0.92kK= τ

1 + -1=2.984+

-1=3.07ετ βτ

0.92所以轴在截面IV右侧的安全系数为：o-1 275S= Kσσb+ψσσm

3.82×0+0.1×0 =τ-1 155S= Kττa+ψττm

3.07×9.39/2+0.05×9.39/2

=10.99SσSτ ×10.99Sca= 2 2 = 2 2 =0>S=1.5Sσ+Sτ +10.99故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。第八部分 键联接的选择及校核计算输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×90mm，接触长度:l'=90-10=80mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[ ]=0.25×8×80×37×120/1000=710.4NmF设计及说明 结 果T≥T，故键满足强度要求。1输出轴键选择与校核输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=25mm×14mm×70mm，接触长度:l'=70-25=45mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[ ]=0.25×14×45×85×120/1000=1795.5NmFT≥T，故键满足强度要求。2输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接触长度:l'=125-22=103mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×103×80×120/1000=3460.8Nm2T≥T，故键满足强度要求。2第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：hL=10×3×8×250=60000hh输入轴的轴承计算与校核P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和设计及说明 结 果轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XF

=1×2660+0×=2660Nr aCε 60n1 360×180C=P

6Lh =

6 ×60000 =23018N10 10选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr=31.5KN，由课本式11-3有：106C10/3L= h60n

P1106 31.5×10003= =1.54×105≥L60×180 2660 h所以轴承预期寿命足够。输出轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XF

=1×2552.4+0×=2552.4Nr a2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:ε 60n1 360×32.97C=P

106Lh =

106

×60000 =12544N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6218轴承，Cr=95.8KN，由课本式11-3有：设计及说明 结 果106C10/3L= h60n

P1106 95.8×10003= =2.67×107≥L60×32.97 2552.4 h所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择T=T2

=1610300NmA由表查得K=1.3，故得计算转矩为：A×T =KT=1.3 1610300=2093.4Nm×ca A2型号选择LT11T=4000n=1800r/min80mm132mm。Tca=2093.4Nm≤T=4000Nm≤n=32.97r/min n=1800r/min≤2联轴器满足要求，故合用。设计及说明 结 果第十一部分 减速器的润滑和密封减速器的润滑齿轮的润滑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。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，大齿轮30mm30mm。由h=6.75mm≤10HH=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011220177cS。轴承的润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。v=0.8m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3ZL-1设计及说明 结 果减速器的密封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v3m/s，输出轴与轴承盖间v3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸减速器附件的设计与选取检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：设计及说明 结 果查辅导书手册得具体尺寸如下：；L=120 L；1

=105 b；1；

=90 b；2；

=75；d=7；R=5；h=4放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：设计及说明 结 果油标（油尺）油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：设计及说明