二级直齿圆柱齿轮减速器

-.z.目录第一章设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三章电动机的选择33.1选择电动机类型33.2确定传动装置的效率33.3选择电动机的容量33.4确定电动机参数33.5确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四章计算传动装置运动学和动力学参数34.1电动机输出参数34.2高速轴Ⅰ的参数34.3中间轴Ⅱ的参数34.4低速轴Ⅲ的参数34.5滚筒轴的参数3第五章减速器高速级齿轮传动设计计算35.1选精度等级、材料及齿数35.2按齿面接触疲劳强度设计35.3确定传动尺寸35.4校核齿根弯曲疲劳强度35.5计算齿轮传动其它几何尺寸35.6齿轮参数和几何尺寸总结3第六章减速器低速级齿轮传动设计计算36.1选精度等级、材料及齿数36.2按齿面接触疲劳强度设计36.3确定传动尺寸36.4校核齿根弯曲疲劳强度36.5计算齿轮传动其它几何尺寸36.6齿轮参数和几何尺寸总结3第七章轴的设计37.1高速轴设计计算37.2中间轴设计计算37.3低速轴设计计算3第八章滚动轴承寿命校核38.1高速轴上的轴承校核38.2中间轴上的轴承校核38.3低速轴上的轴承校核3第九章键联接设计计算39.1高速轴与联轴器键连接校核39.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核39.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核39.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核39.5低速轴与联轴器键连接校核3第十章联轴器的选择310.1高速轴上联轴器310.2低速轴上联轴器3第十一章减速器的密封与润滑311.1减速器的密封311.2齿轮的润滑3第十二章减速器设计312.1油面指示器312.2通气器312.3放油孔及放油螺塞312.4窥视孔和视孔盖312.5定位销312.6启盖螺钉312.7螺栓及螺钉3第十三章减速器箱体主要构造尺寸3第十四章设计小结3第十五章参考文献3第一章设计任务书1.1设计题目展开式二级直齿圆柱减速器，拉力F=4000N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：8小时，工作年限〔寿命〕：10年，每年工作天数：250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.减速器部传动设计计算6.传动轴的设计7.滚动轴承校核8.键联接设计9.联轴器设计10.润滑密封设计11.箱体构造设计第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按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=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率3.3选择电动机的容量工作机所需功率为3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比围，二级圆柱齿轮减速器传动比围为：8--40因此理论传动比围为：8--40。可选择的电动机转速围为nd=ia×nw=(8--40)×76.43=611--3057r/min。进展综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电动机型号额定功率〔kW〕同步转速〔r/min〕满载转速〔r/min〕1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸：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×G132515×315216×1781238×8010×333.5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：〔2〕分配传动装置传动比高速级传动比则低速级的传动比减速器总传动比第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴Ⅰ的参数4.3中间轴Ⅱ的参数4.4低速轴Ⅲ的参数4.5滚筒轴的参数运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴7.2247882.64144010.99Ⅰ轴7.157.0847418.446944.21614404.950.97Ⅱ轴6.946.87227826.48225548.2152290.913.810.97Ⅲ轴6.736.66841800.92833382.910876.3510.96工作机轴6.46.4800523.9800523.976.35第五章减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数〔1〕由选择小齿轮40Cr〔调质〕，齿面硬度280HBS，大齿轮45〔调质〕，齿面硬度240HBS〔2〕选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×4.95=149。实际传动比i=4.967〔3〕压力角α=20°。5.2按齿面接触疲劳强度设计〔1〕由式试算小齿轮分度圆直径，即1〕确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，平安系数S=1，得取[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[σH]=546MPa2〕试算小齿轮分度圆直径〔2〕调整小齿轮分度圆直径1〕计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度ν齿宽b2〕计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1②查图得动载系数Kv=1.117③齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.436实际载荷系数为3〕按实际载荷系数算得的分度圆直径4〕确定模数5.3确定传动尺寸〔1〕计算中心距〔2〕计算小、大齿轮的分度圆直径〔3〕计算齿宽取B1=65mmB2=60mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1〕K、T、m和d1同前齿宽b=b2=60齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：查图得重合度系数Yε=0.673查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳平安系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。5.5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〔2〕计算小、大齿轮的齿顶圆直径〔3〕计算小、大齿轮的齿根圆直径5.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z30149齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d60298齿顶圆直径da64302齿根圆直径df55293齿宽B6560中心距a179179第六章减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数〔1〕由选择小齿轮40Cr〔调质〕，齿面硬度280HBS，大齿轮45〔调质〕，齿面硬度240HBS〔2〕选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×3.81=115。实际传动比i=3.833〔3〕压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计〔1〕由式试算小齿轮分度圆直径，即1〕确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，平安系数S=1，得取[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[σH]=549MPa2〕试算小齿轮分度圆直径〔2〕调整小齿轮分度圆直径1〕计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度ν齿宽b2〕计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1②查图得动载系数Kv=1.073③齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.455实际载荷系数为3〕按实际载荷系数算得的分度圆直径4〕确定模数6.3确定传动尺寸〔1〕计算中心距〔2〕计算小、大齿轮的分度圆直径〔3〕计算齿宽取B1=95mmB2=90mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1〕K、T、m和d1同前齿宽b=b2=90齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：查图得重合度系数Yε=0.676查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳平安系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。6.5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〔2〕计算小、大齿轮的齿顶圆直径〔3〕计算小、大齿轮的齿根圆直径6.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z30115齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d90345齿顶圆直径da96351齿根圆直径df82.5337.5齿宽B9590中心距a218218第七章轴的设计7.1高速轴设计计算〔1〕已经确定的运动学和动力学参数转速n=1440r/min；功率P=7.15kW；轴所传递的转矩T=47418.4N•mm〔2〕轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr〔调质〕，齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa〔3〕按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30〔4〕设计轴的构造并绘制轴的构造草图a.轴的构造分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度△t=2mm箱体壁到轴承端面距离△=10mm各轴段直径确实定d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的孔径，d1=30mm。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208d4：轴肩段，选择d4=45mm。d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴构造。d6：过渡轴段，要求与d4轴段一样，应选取d6=d4=45mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段一样，应选取d7=d3=40mm。各轴段长度确实定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。L2：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=65mm。L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L3=30mm。L4：根据箱体的构造和小齿轮的宽度确定，选取L4=115.5mm。L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=65mm。L6：根据箱体的构造和小齿轮的宽度确定，取L6=8mm。L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L7=30mm。轴段1234567直径(mm)30354045644540长度(mm)806530115.565830〔5〕弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如下图为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力〔d1为齿轮1的分度圆直径〕齿轮1所受的圆周力〔d1为齿轮1的分度圆直径〕齿轮1所受的径向力第一段轴中点到轴承中点距离La=114mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=169mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61.5mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：在垂直面轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：截面B在水平面上弯矩：截面C在水平面上的弯矩：截面D在水平面上的弯矩：e.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上的弯矩：截面D在垂直面上弯矩：合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C处合成弯矩：截面D处合成弯矩：转矩和扭矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C处当量弯矩：截面D处当量弯矩：e.画弯矩图弯矩图如下图：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进展校核计算，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，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算〔1〕已经确定的运动学和动力学参数转速n=290.91r/min；功率P=6.94kW；轴所传递的转矩T=227826.48N•mm〔2〕轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45〔调质〕，齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa〔3〕按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，应选标准直径dmin=35mm〔4〕设计轴的构造并绘制轴的构造草图a.轴的构造分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离*远大于2，因此设计成别离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。确定各段轴直径d1：滚动轴承处轴段，应与轴承圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207d2：过渡轴段，应选取d2=40mm。d3：轴肩段，应选取d3=50mm。d4：过渡轴段，应选取d4=40mm。d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段一样，应选取d5=35mm。各轴段长度确实定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L1=39mm。L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=93mm。L3：轴肩段，取L3=15mm。L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=58mm。L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L5=41.5mm。轴段12345直径(mm)3540504035长度(mm)3993155841.5〔5〕弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如下图为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力〔d2为齿轮2的分度圆直径〕齿轮2所受的径向力齿轮3所受的圆周力〔d3为齿轮3的分度圆直径〕齿轮3所受的径向力c.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=77.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=62.5mm轴承A在水平面支反力轴承B在水平面支反力轴承A在垂直面支反力轴承B在垂直面支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面弯矩截面C右侧在水平面弯矩截面C左侧在水平面弯矩截面D右侧在水平面弯矩截面D左侧在水平面弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面弯矩截面C在垂直面弯矩截面D在垂直面弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截面D左侧合成弯矩f.绘制扭矩图g.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩截面C左侧当量弯矩截面D右侧当量弯矩截面D左侧当量弯矩h.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进展校核计算，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，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算〔1〕已经确定的运动学和动力学参数转速n=76.35r/min；功率P=6.73kW；轴所传递的转矩T=841800.92N•mm〔2〕轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45〔调质〕，齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa〔3〕按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55〔4〕设计轴的构造并绘制轴的构造草图a.轴的构造分析。低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=20×12mm(GB/T1096-2003)，长L=70mm；定位轴肩直径为60mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。各轴段直径确实定d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的孔径，d1=55mm。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=60mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=65mm，选取轴承型号为深沟球轴承6213d4：轴肩段，选择d4=70mm。d5：轴肩，应选取d5=85mm。d6：齿轮处轴段，选取直径d6=70mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段一样，应选取d7=d3=65mm。各轴段长度确实定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。L2：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=60mm。L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L3=45.5mm。L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=67.5mm。L5：轴肩，选取L5=10mm。L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=88mm。L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L7=47.5mm。轴段1234567直径(mm)55606570857065长度(mm)1106045.567.5108847.5〔5〕弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如下图为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力〔d4为齿轮4的分度圆直径〕齿轮4所受的径向力c.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=80.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=156mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=149.5mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：e.画弯矩图弯矩图如下图：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为截面D处合成弯矩：转矩为：截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C处当量弯矩：截面D处当量弯矩：h.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进展校核计算，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，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)620840801829.5带轮构造设计根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm由于不存在轴向载荷轴承根本额定动载荷Cr=29.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=20000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得*1=1，Y1=0，*2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)620735721725.5带轮构造设计根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承根本额定动载荷Cr=25.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=20000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得*1=1，Y1=0，*2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)6213651202357.2带轮构造设计根据前面的计算，选用6213深沟球轴承，径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm由于不存在轴向载荷轴承根本额定动载荷Cr=57.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=20000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得*1=1，Y1=0，*2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm〔GB/T1096-2003〕,键长63mm。键的工作长度l=L-b=55mm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9.2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80mm。键的工作长度l=L-b=68mm低速级小齿轮材料为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9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm〔GB/T1096-2003〕,键长45mm。键的工作长度l=L-b=33mm高速级大齿轮材料为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9.4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70mm。键的工作长度l=L-b=50mm低速级大齿轮材料为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9.5低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm〔GB/T1096-2003〕,键长90mm。键的工作长度l=L-b=74mm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第十章联轴器的选择10.1高速轴上联轴器〔1〕计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=61.64N•mm选择联轴器的型号〔2〕选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为L*3弹性柱销联轴器〔GB/T4323-2002〕，公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=61.64N•m<Tn=1250N•mn=1440r/min<[n]=4700r/min10.2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=1094.34N•mm选择联轴器的型号〔2〕选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为L*4弹性柱销联轴器〔GB/T4323-2002〕，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=55mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。Tc=1094.34N•m<Tn=2500N•mn=76.35r/min<[n]=3870r/min第十一章减速器的密封与润滑11.1减速器的密封为防止箱体润滑剂外泄和外部杂质进入箱体部影响箱体工作，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构造。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，故均采用半粗羊毛毡封油圈。11.2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为防止齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度到达33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。第十二章减速器设计12.1油面指示器用来指示箱油面的高度，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。12.2通气器由于减速器运转时，机体温度升高，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，以便到达体为压力平衡。12.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体污油和便于清洗箱体部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。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，以便于能伸入进展操作，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外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。12.5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