(完整)一级圆柱齿轮减速器

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一部分课程设计任务书 3\o"CurrentDocument"1。1设计题目 3\o"CurrentDocument"1。2减速器设计步骤 3\o"CurrentDocument"第二部分传动装置总体设计方案 3\o"CurrentDocument"2.1传动方案 3\o"CurrentDocument"2。2该方案的优缺点 3\o"CurrentDocument"第三部分电动机选择 4\o"CurrentDocument"3.1选择电动机的类型 4\o"CurrentDocument"3。2确定传动装置的效率 43.3选择电动机参数 4\o"CurrentDocument"3。4确定电动机型号 4\o"CurrentDocument"3。5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5\o"CurrentDocument"第四部分计算传动装置运动学和动力学参数 5\o"CurrentDocument"4.1电动机输出参数 5\o"CurrentDocument"4。2高速轴I的参数 5\o"CurrentDocument"4.3低速轴II的参数 6\o"CurrentDocument"第五部分减速器齿轮传动设计计算 7\o"CurrentDocument"5.1选精度等级、材料及齿数 7\o"CurrentDocument"5。2按齿面接触疲劳强度设计 7\o"CurrentDocument"5。3确定传动尺寸 9\o"CurrentDocument"5.4校核齿根弯曲疲劳强度 10\o"CurrentDocument"5。5计算齿轮传动其它几何尺寸 10\o"CurrentDocument"5。6齿轮参数和几何尺寸总结 11\o"CurrentDocument"第六部分轴的设计 11\o"CurrentDocument"高速轴设计计算 11\o"CurrentDocument"低速轴设计计算 17\o"CurrentDocument"第七部分滚动轴承寿命校核 22\o"CurrentDocument"高速轴上的轴承校核 22\o"CurrentDocument"低速轴上的轴承校核 23\o"CurrentDocument"第八部分键联接设计计算 24\o"CurrentDocument"8.1高速轴与联轴器键连接校核 24\o"CurrentDocument"8。2低速轴与大齿轮键连接校核 24\o"CurrentDocument"8.3低速轴与联轴器键连接校核 24\o"CurrentDocument"第九部分联轴器的选择 24\o"CurrentDocument"高速轴上联轴器 24\o"CurrentDocument"低速轴上联轴器 25\o"CurrentDocument"第十部分减速器的密封与润滑 25\o"CurrentDocument"减速器的密封 25\o"CurrentDocument"10。2齿轮的润滑 25\o"CurrentDocument"10。3轴承的润滑 26\o"CurrentDocument"第十一部分减速器附件 26\o"CurrentDocument"11。1油面指示器 26\o"CurrentDocument"11。2通气器 26\o"CurrentDocument"放油孔及放油螺塞 26\o"CurrentDocument"11。4窥视孔和视孔盖 26\o"CurrentDocument"11。5定位销 26\o"CurrentDocument"启盖螺钉 26\o"CurrentDocument"螺栓及螺钉 27\o"CurrentDocument"第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸 27\o"CurrentDocument"第十三部分 设计小节 28\o"CurrentDocument"第十四部分 参考文献 28第一部分课程设计任务书1。1设计题目设计一级直齿圆柱减速器，工作机所需功率Pw=4.5kW,转速nw=450r/min,每天工作小时数：16小时,工作寿命:8年，工作天数（每年）：300天，1。2减速器设计步骤1。总体设计方案.选择电动机.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.减速器内部传动设计.传动轴的设计.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。箱体结构设计第二部分传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定，减速器为一级圆柱齿轮减速器。该方案的优缺点一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小.原动机部分为Y系列三相交流异步电动机第三部分电动机选择3o1选择电动机的类型按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V.3o2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：711=0.99一对滚动轴承的效率：7]2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：713二0.98工作机效率：7]w=0.97传动装置总效率曲期执尸。9043o3选择电动机参数工作机所需功率为P印=4,5位W4确定电动机型号电动机所需额定功率:4.54.5(Um工作转速：-\VI=n=450rpmF经查表按推荐的合理传动比范围，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为：3—-5因此理论传动比范围为：3--5。可选择的电动机转速范围为nd=iaXnw=(3——5)X450=1350—2250r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5。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)1Y160M2—85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S—45.5150014404Y132S1-25.530002900电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HLXHDAXBKDXEFXG132475X315216X1401238X8010X333。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:%1440（2）分配传动装置传动比减速器传动比为&=*=3,2第四部分计算传动装置运动学和动力学参数电动机输出参数功率：=Pd=-L98kW转速：即=』二1440rpwj 昌P。 占4.98扭矩：T口=9.53XIX—=仇和XW6X——=33G”,。印% 1.440高速轴I的参数川率：|」1=H0X4]=1.98X6艰=4.93kW转速：口1=二1440rpw吕Pl 吊4.93扭矩:lL=9.55XL0eX—=955X100X——=32695.49N*mmrL 1.4404O3低速轴II的参数功率：叱=P]XXn3=4.93X0,99X0,98:4,78kW,川1440转速：二？二一二 =43OrpinTOC\o"1-5"\h\zL 3.二Po 478扭矩：心=9.船X1.06X—=9.b.5X]砂x——=J 应 4no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n输入输出输入输出电动机轴4。9833027。08144010.991轴4。934.8832695.4932368。535114403。20。97II轴4。784。73101442。22100427.797845010.96工作机轴4。54.469550094651。11450第五部分减速器齿轮传动设计计算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21=26,则大齿轮齿数22=Z1Xi=26X3。2=83.实际传动比i=3.192(3)压力角a=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试选载荷系数如t二1.3P 4.93T=9550000x—=9濡0。0。x――=32695.49n 1.440③查表选取齿宽系数0d=1④由图查取区域系数ZH=2。46⑤查表得材料的弹性影响系数2£=189。8MPa⑥重合度端面重合度为:轴向重合度为：£^=0.318XX21Xtan（3=0查得重合度系数Z£=0.872⑧计算接触疲劳许用应力[。田由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：°Hlml=600毗仃H丑成二550MP理计算应力循环次数N口=60x"xJx4=60x1440x1x16X300x8=3,318x109Ml3.318X109 已^2=—=-—=1037x1请£<■ nJa=u由图查取接触疲劳系数：Khjji二°，934, =0,979取失效概率为1%,安全系数5二1,得Khn'X仃小10.934X600kffl] 子 >60MPar,HrNEx°mim20979XSjO w J i38MPa取[oH]1和[oH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[oH]=538MPa2）试算小齿轮分度圆直径dit 上X工HtXTU+1俗X在X八丫[ - X XI 1 1 ]如 11I[口前，y '' .2X：,3X326L35,49 3.2+1h.46X189,SX0,8?A2= X X\ f=39979加I 1 3.2、 5兜 /（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v耳X心£Xm7TX39,979x144017— _ =TniT-60X1UU06U■1UU0-齿宽b匕二审4乂 =1x39,979=39^797nm2）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。111③齿轮的圆周力。T32695.49% 1635.63341N100N"39,979mmtnm查表得齿间载荷分配系数：KHa=1o4查表得齿向载荷分布系数：KH0=1.434实际载荷系数为=gxKvxKfiaxKfi^=lx1,111X1.4X1.4342.233)按实际载荷系数算得的分度圆直径山=小X—=39.9了9x-P--二I7M58I］町q《Ht dl34)确定模数由47.8.58 …m-—■— —L841initis取m—2ininoZi255o3确定传动尺寸(1)计算中心距i%1।Z2)Xna= =1；］9-irr,圆整为1：)9中rr(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d］=ZjX=26X2=52mmd2-xm=83x2=166mm(3)计算齿宽b-dx=52?n?n取81=60印印 B2=55mm

5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2XKXT -口Fn xYf工XYSaXYEW[。%I'XinA：|]1)K、T、m和d1同前齿宽b=b2=55齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：丫叼二二土"Ysal二1梆，Y勒二：.775查图得重合度系数Y£=0.686查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:°Elim]=500MPd、°ElinC=380MPA由图查取弯曲疲劳系数:Kpf.ji—0.7216rK臼屯-0,792取弯曲疲劳安全系数S=1。4,得许用弯曲应力Ml=V 0.7^6XMl=V 0.7^6XbOO——二25,286Mp口1.4xaFtim21792X380„——=214571/IfPd1.42x^x7aFi=--=2x^x7aFi=--= xFfmx入门i*匕=48.917MPa<[疗」=255286MPnEXT7lXral £ LYP(j2XYSa2 ria1.-2=CTfiX =46能54MP。<[q2=214,971MPaFnl又丁Sal故弯曲强度足够。5o5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=mx=2mm=mX｛蝠+c^J=2.5mmh=(hfj+勺)=mx+c：J=4.5mm(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径=d]12xhn=mx（z1+2崎）=56mm4嬴=诙+工x%=用乂(々+2%J=170mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径=d[-2xhf=mx(4一2h^n-2c；)-47mmd#=电一2x%=mX(公-2九/一2c；J=161mm注；=1.0,u：二口,二55.6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an2020法面齿顶高系数ha大1。01。0法面顶隙系数c*0。250.25齿数z2683齿顶高ha22齿根高hf2。52.5分度圆直径d52166齿顶圆直径da56170齿根圆直径df47161齿宽B6055中心距a109109第六部分轴的设计高速轴设计计算(1)已知运动学和动力学参数转速n=1440r/min;功率P=4.93kW；轴所传递的转矩T=32695。49N^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[o]=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.dAOX3-=112X3--=16..88nin业 1140由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%4田=口十0由5)X16.88=17.72mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin二20(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮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，bXh=6X6mm(GB/T1096-2003),长L=63mm;定位轴肩直径为25mm；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。Ub.确定各轴段的直径和长度。U U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箱体内壁到轴承端面距离4=5^™各轴段直径的确定di:用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=20mm。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di增大5mm,d2=25mmd3:滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1一5mm,选取d3=30mm,选取轴承型号为深沟球轴承6206d4:考虑轴承安装的要求，查得6206轴承安装要求da=36mm,根据轴承安装尺寸选择d4=36mm。d6:轴肩，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=36mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm.各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=64mm。L3:由滚动轴承宽度确定，选取L3=16mm.L4：根据轴承端面到箱体内壁以及齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=15mm。L5:由小齿轮的宽度确定，取L5=60mm。L6:根据轴承端面到箱体内壁以及齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=15mm.L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=16mm。轴段1234567直径(mm)20253036563630长度(mm)80641615601516（5）轴的受力分析a.画高速轴的受力图如图所示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（di为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（di为齿轮1的分度圆直径）g 32695.49Ftl=ZX—=2x_—_=* 52齿轮1所受的径向力Fh=xtana=1258xtan2^-458N第一段轴中点到轴承中点距离La=112mm轴承中点到齿轮中点距离Lb=53mm齿轮中点到轴承中点距离Lc=53mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面内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内轴承A处水平支承力：Frtx儿458X53Rau=Lb\Lc=53153=轴承B处水平支承力：=Frl=458-（229）二229/V在垂直面内轴承A处垂直支承力：几 53fHXy-nr=1?5RxTTT51=629/VL%™ JO丁JJ1轴承B处垂直支承力：53碗=F”HTT；=l"*x高询=629N轴承A的总支承反力为：Ra=」端।*=&EW乎।（629产=6眼娜轴承B的总支承反力为：电二J嗝।嗑二J（'229）2।（629）2/66g.鸵Ndo绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：M^h-ON•用加截面B在水平面上弯矩：Mbh=截面C在水平面上的弯矩：Mr可—五14Hx-=229X53-12137N^mm截面D在水平面上的弯矩：Mrh=GN*mm6o在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：Mav-GN*mm截面B在垂直面上弯矩：Mr『=0N*mm截面C在垂直面上的弯矩：M”-RAVXLe-629X53=33337N*mm截面D在垂直面上弯矩：-QN*mm合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：Mg=截面C处合成弯矩：加二+加二；=，(121.打)2+(3.叼3：产=：行1脚*1皿截面D处合成弯矩：-ON*mm转矩和扭矩图7]=32695,49N・mm截面A处当量弯矩：M口=。押*mm截面B处当量弯矩：:崛=+(al)2二/0了+S.5艾H」59.579)2二1961截面C处当量弯矩：毗=J避+(0 =J(酊]而产+S,6X32693一49：=4口54。\•日口截面D处当量弯矩：:岫=^,+(aT)2;如+S,5XTS9.5.49〕之二19617N*mme.画弯矩图弯矩图如图所示：f。按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为n-xd3 )IV=—^―=4578.12mm3抗扭截面系数为7TXd3WT= =9156?4mm316最大弯曲应力为剪切应力为TL=--=3.^7MPaVrj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a=0。6,则当量应力为°C51= 02+4X(aX])？=9.81MPa查表得调质处理，抗拉强度极限oB=640MPa,则轴的许用弯曲应力[o—1b]=60Mpa,oe<[o—1b],所以强度满足要求。6o2低速轴设计计算(1)已知运动学和动力学参数转速"450r7min；功率P=4.78kW;轴所传递的转矩T=101442。22N*mm⑵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[o]=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。乖 nfO8dAOX3-=112X3——=为Jn 1450由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%4例=(1+0.07)X24.62=26.34mm查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构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，bXh=10X8mm(GB/T1096-2003),长1=40印印；定位轴肩直径为33印印；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。L La 1——Lb 1 Lc各轴段直径的确定d1:用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=28mm。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=33mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1—5mm,选取d3=35mm,选取轴承型号为深沟球轴承6207d4：齿轮处轴段，选取直径d4=38mm.d5：轴肩，故选取d5=44mm。d6：滚动轴承轴段,要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=35mm.各轴段长度的确定L1:根据联轴器的尺寸规格确定，选取11=60印印。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取12=63印印。L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取13=36.5印印。L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=53mm.L5：过渡轴段，选取15=17.5印印。L6:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=17mm。轴段123456直径(mm)283335384435长度(mm)606336.55317。517(5)弯曲一扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示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2所受的圆周力(d2为齿轮2的分度圆直径)101442.22Fa2=2x—=2x--=1222N齿轮2所受的径向力Fr/=Ft2xtana-1222xtan20^-445Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=52mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=55mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=55mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHFrxLn445X52叱=巾；二r我=216/vRbh=Fr-尤而二445-[216)=229N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV% 52川机二尸产中两二1222K叩存二594N= =1222x=628/VLi口I JZI\j轴承A的总支承反力为：1<A=J痛IR扁=I(594)2=6股.05N轴承B的总支承反力为：[<B:Jr急I喻二的?9)EI(62乔:66g.45Ne.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：%”ON*mm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：X匕。二229x52=119。8陋阴加在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：%『二GN*mm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MSy-=在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：M.-R^yX=594X52=3Q888JV*?n/n在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：Mw-ON*mm截面A处合成弯矩弯矩：M&=Jm京+减=4（0万■+（0）2=ON*则截面B处合成弯矩：Mg二合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为>lc/ 二J（1190R）2+（30胧注产二截面D处合成弯矩：-0N*mm转矩为：?=■101442.22JV-?n?n截面A处当量弯矩：=血+（。I。=Jo+Q6乂11442.切工=6D863N*口口截面B处当量弯矩：MygnMg=0N*mm截面C处当量弯矩：毗=।（aT）2=^（3310-i）2।（0,6X1011-12. =秘坨吃N*mm

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W==5384.32m/抗扭截面系数为TTXd3 .现『=一=1076艮63mm316最大弯曲应力为Mo=—=12.87MPa剪切应力为t=——-=9A2MPa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a=0。6,应力为口f=7%*+4乂（口XI）2=17.13MPd所以强查表得调质处理，抗拉强度极限oB=640MPa,则轴的许用弯曲应力[o-1b]=60MPa,oe<[o—1b],度满足要求。所以强第七部分滚动轴承寿命校核7O1高速轴上的轴承校核轴承型号内径（mm）外径（mm）宽度（mm）基本额定动载荷（kN）620630621619.5根据前面的计算，选用6206深沟球轴承，内径d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=19.5kN,轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h.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：T'ri=输+R焉=，/如研+（6为»=£69…娜l'r2'J痛+联=JC?29）2+（629）2:669.查表得X1=1,Y1=0,X2二1,丫2二0查表可知化口，fP=iPrl=X]xFrl+YtxFa：1=1x66139+0x0=66939MP~=X2X尸1+hXF峭=1x669.39+0x0=68939押取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式106[ftX匚13——xL =286123A>38400h"60n\fXPJ由此可知该轴承的工作寿命足够。7O2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620735721725。5根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25。5kN，轴承采用正装.要求寿命为Lh=38400h。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：l'n=/温+端=W+(，594产=6鸵.05NI'r2=J福+I喻=13研+(6下产=66民亚N查表得X1=1，Y1=0，X2=1,Y2=0查表可知ft=1，fp=1Prl=X]xFrl+YtxFal=1x632.05十0x0=632.05MP~=X2X尸1+hXF峭=1x668.45+0x0=688,45押取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式106依L.^__xL——=2056127^1>38400h电60n'八XPJ由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分键联接设计计算8o1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bXh=6mmX6mm(GB/T1096-2003),键长63mm。键的工作长度I二L一b二57mm联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［o］p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4x71ts=__.___=l^MPa<1加财Pnp/ixixd ［邛8o2低速轴与大齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXklOmmX8mm(GB/T1096—2003),键长40mm。键的工作长度I二L-b二30mm大齿轮材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［o］p=120MPao键连接工作面的挤压应力4XT9i__=4WPa<=IZOMPnpfixZxd ［邛3低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bXh=8mmX7mm(GB/T1096—2003),键长45mm。键的工作长度I二L-b二37mm联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［o］p=120MPao键连接工作面的挤压应力4x7= 56MPr<(r'=120MPapfixlxd i邛第九部分联轴器的选择9.1高速轴上联轴器(1)计算载荷由表查得载荷系数长=1.3计算转矩Tc=KXT=42.5N•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LX3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=20mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=42。5N・m〈Tn=1250N・mn=1440r/min〈[n]=4700r/min9。2低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数长=1.3计算转矩Tc=KXT=131.87N・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LX2弹性柱销联轴器（GB/T4323—2002）,公称转矩Tn=560N・m,许用转速[n]二6300r/min,Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm,轴孔长度L1=62mm.从动端孔直径d=28mm,轴孔长度L1=62mm。Tc=131.87N・m<Tn=560N・mn=450r/min<[n]=6300r/min第十部分减速器的密封与润滑10.1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,故均采用半粗羊毛毡封油圈。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vW12-15m/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，使油面高度达到33-71mm.从而选择全损耗系统用油（GB443-1989）;,牌号为L—AN10。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,所以均选择油润滑。第十一部分减速器附件11。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.11。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。11。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。窥视孔和视孔盖在机盖顶部开有窥