V带--单级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计

设计题目： ——单级斜齿圆柱齿轮减速器 设计题目：V 带——单级斜齿圆柱齿轮减速器 工业工程 0811 班 设计者： 设计者：熊 威学 号：08123156 指导教师： 指导教师：刘宏伟 2010 年 12 月 29 日目录一、传动方案拟定…………….……………………………….1 传动方案拟定二、电动机的选择……………………………………….…….2 电动机的选择三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….3 计算总传动比及分配各级的传动比四、运动参数及动力参数计算 运动参数及动力参数计算………………………….……3 力参数计算五、传动零件的设计计算………………………………….….4 传动零件的设计计算六、轴的设计计算………………………………………….....9 轴的设计计算七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…20 滚动轴承的选择及校核计算八、键联接的选择及计算………..……………………………23 键联接的选择及计算九、联轴器的选择………………………………………….....25 联轴器的选择十、减速器附件的选择………………………………….….26 减速器附件的选择2十一、润滑与密封 十一、润滑与密封…………………………………………....27 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 传动方案拟定（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的单 级斜齿圆柱齿轮减速器 （2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷 F=1560N 平稳； 工作年限 5 年， 环境最高温度 35℃； V=1.3m/s 小批量生产。 D=250mm （3） 原始数据：运输带工作拉力 F=1560N；带 速 V=1.3m/s（允许运输带速度误差为± 5%） ；滚筒直径 D=250mm。一：传动方案拟定（已给定） 传动方案拟定（已给定） 传动方案拟定1） 、外传动为 v 带传动 2） 、减速器为单级圆柱齿轮减速器 3） 、方案简图如下：.5 4 36121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带34） 、该工作机有轻微振动，由于 V 带具有缓冲吸 振能力，采用 V 带传动能减小带来的影响，并且 该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用 V 带这种简单的结构， 并且价格便宜， 标准程度高， 大幅度降低了成本。二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为 Pd= FV/1000=1560×1.3/1000=2.028 KW （2）传动装置的总功率： 查表可得：带传动的效率η带=0.96 齿轮传动效率η齿轮=0.98 联轴器效率η联轴器=0.99 滚筒效率η滚筒=0.96 滚动轴承效率η轴承=0.98 η总=η带×η2 轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.982×0.98×0.99×0.96 =0.876 （3）电机所需的工作功率： Pd= P/η总=2.028/0.8764η总=0.876=2.315KW 查手册得 Ped=3KW 选电动机的型号：Y 100L2-4 则 n 满=1420r/min Pd=2.315KW 电动机型号 Y 100L2-4三、计算总传动比及分配各级的传动比Ped=3KW 工作机的转速 n=60×1000v/(πD) =60×1000×1.3/3.14×250 =99.363r/min i 总=n 满/n=1420/99.363=14.291 查表取 i 带=3 则 i 齿=14.291/3=4.764 四、运动参数及动力参数计算 i 总=14.291 n 满=1420r/min n=99.363 r/mini 带=3 i 齿=4.7641、计算各轴转速 n =n 满 =1420(r/min)0nI=n0/i 带=1420/3=473.333（r/min） nII=nI/i 齿=473.333/4.764=99.356(r/min) nIII=nII=99.356 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P0=Pd=2.315KW PI=P0×η带=2.315×0.96=2.222KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.222×0.98×0.98 =2.134KWn0=1420 r/min nI =473.333r/min nII=99.356r/min nIII=99.356r/minp0=2.315 KW PI=2.222KW PII=2.134KW5PIII=PII×η联×η轴承=2.134×0.99×0.98PIII=2.071KW=2.071 KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）T0=9550P0/n0=9550×2.315/1420 =15.569N·m TI=9550PI/nI=9550×2.222/473.333 =44.831N·m TII=9550PII/nII =9550×2.134/99.356 =205.118N·mTIII =9550PIII/nIIIT0=15.569N·m TI=44.831N·mTII=205.118N·mTIII=199.062N·m=9550×2.071/99.356 =199.062N·m五、传动零件的设计计算1、 带轮传动的设计计算(1)选择普通 V 带截型 由表 3-5 得：kA=1.2 Pca=KAP=1.2×2.315=2.778KW 由图 3-12 得：选用 SPZ 型 窄 V 带 (2)确定带轮基准直径，并验算带速 由表 3-2 和表 3-9 取主动轮基准直径为 dd1=71mm6从动轮基准直径 dd2= idd1=3×71=213mm 取 dd2=224mm 带速 V：V=πdd1n1/60×1000 =π×71×1420/60×1000 =5.28m/s 在 5~25m/s 范围内，带速合适。 （3）确定带长和中心矩选用 SPZ 型0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(71+224)≤a0≤2×(71+224) 所以有：206.5≤a0≤590 初步确定 a0 =300mm 由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0 得： L0=2×300+π(71+224)/2+(224-71) /4×300 Ld=1120mm = 1082.65mm 由表 3-7 确定基准长度 Ld=1120mm a=318.675mm 计算实际中心距 a≈a0+Ld-L0/2=300+（1120-1082.65 ）/2 =318.675mm (4) 验算小带轮包角 α1=180 -（dd2-dd1）/a×57.30 0 2Z=3 根 dd1=71mm dd2=224mm V=5.28m/sα1=152.50F0 =149.99N=1800-（224-71）/318.675×57.30 =152.5 >120 （适用）0 0FQ=874.14N7（5）确定带的根数 由 n0=1420r/min dd1=71mm i=3查表 3-3b 和表 3-4b 得 P0=1.25kw △P0=0.22kw 查表 3-7 得 KL=0.93查表 3-6 得 Kα=0.93由 Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL 得： =1.2×2.315/(1.25+0.22) ×0.93×0.93 =2.185 取 Z=3 (6) 计算张紧力 F0 由表 3-1 查得 q=0.07kg/m，则： F0=500Pca/（ZV） （2.5/Kα-1）+qV2 =500×2.778/（3×5.28）×(2.5/0.93-1) +0.07×5.282N =149.99N 则作用在轴承的压轴力 FQ： FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×149.99×sin152.50/2 =874.14N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级 参考表 6-2 初选材料。小齿轮选用 45 钢,调 质;齿面硬度为197~286HBW。大齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 156~217HBW；根据小齿轮8齿面硬度 236HBW 和大齿轮齿面硬度 190HBW,按 图 6-6MQ 线查得齿面接触疲劳极应力为：限σHlim1 =580MPa σHlim2=530 MpaαHlim1=580Mpa按图 3-7MQ 线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为： αHlim2=530Mpa σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa 按图 6-8a 查得接触寿命系数 ZN1=1.02 ZN2=1.1 按图 6-8b 查得弯曲寿命系数 YN1=0.9 YN2=0.95 其中 N1=60rn1tn=60×1×(1420/3)×5×260×16=5.9×10 8 N2= 60rn2tn =60×1×(1420/3×4.764)×5×260×16=1.2×10 8 查表 6-3，取最小安全系数 SHmin=1.1 SFmin=1.25 [σH1]=(Hlim1/SH)ZN1=(1.0580/1.1)×1.02 MPa [σH2 ]=(Hlim1/SH) ZN2=(1. 530/1.1) ×1.1 =530 MPa [σF1 ]=(σEF1/SF) YN1×0.8 =(244 / 1.25 ) × 0.9 × 0.8 = 140 MPa [σF2 ] =(σEF2/SF) YN2×0.8 =(204 / 1.25 )×σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa=537.80.95× 0.8 = 124 MPa(2) 按齿面接触疲劳强度设计 由 d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)(ZHZEZβ /σH) 2 ] 1/39确定有关参数如下 可用齿数比： u= Z2/ Z1= nI/ n2=473.33/99.356=4.764 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布 i 齿=4.764 置 由表取 φd=1.2 1) 转矩 T1u=4.764T1=44.8318N·mmT1=9550P/ nI=9550×2.222/473.333 =44.831N·m2) 载荷系数 k 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载 荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查表可得， K=1.2 3）查图，查表可得 初取 β=15°C ZH=2.43 Zβ=COSβ1/2=0.983 d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)(ZHZEZβ /σH) 2 ] 1/3 =[(2×1.2×44.831 / 1.2 ) ( 4.764 + 1 / 4.764 ) ( 2.43×189.9×0.983 ) 2 ] 1/3 =42.58mm (3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 中心距 a=（1+u）d1/2=（1+4.764）× 42.58/210ZE=189.9=122.7mm 取 a=125mm 由经验公式 m=（0.007~0.02）a=1.12~3.2 取标准 m=2.5 Z1 =d1cosβ/m=（42.58cos15°）/2.5=18.56 取 Z1=22 则 Z2=u Z1=4.7644×22=104.8 取 Z2=104 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2.5/2(22+104) cos15°=155 a=155 符合要求 实际传动比 u0= Z2/Z1=104/22=4.727 a=125mm Z1=22 Z2=104传动比误差(u-u0)/u=(4.764-4.727)/4.764×100%=0.777% d2=265mmd2= m Z2 / cosβ=2.5×104/cos11.1863°=265mm11齿顶高 ha=h*am=1×2.5=2.5mm 齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)×2.5=3.125mm 齿全高 h= ha+ hf=5.625mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha =56.065+2×2.5=61mm da2=d2+2ha =265+2×2.5=270mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf =56-2×3.125=49.75mmha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm da1=61mmda2=270mm df1=49.75mmdf2=d2-2hf =265-2×3.125=259.75mm中心距 a=m/2(Z1+Z2)cosβ=2.5/2(22+104)cos15°=155 齿宽：b=φdd1=1.2×56mm=67.2mm 取 b1=67mmdf2=259.75mmb2= b1-(5~10)mm=60mmb1=67mm b2=60mm(4)计算齿轮的圆周速度 VV= π d1n1/60 × 1000=3.14 × 56 × 473.333/60 × V =1.389m/s 1000=1.389m/s查表 6-9 应选择 9 级精度，但为了满足各种要求 选取 7 级 (5)精确计算载荷 KT1=KAK aKβKVT1 K=KAK aKβKV 查表 4-6，KA=1; 查图 6-9 KV=1.12 查表 6-6 K a=1.4 查表 6-5 φd=1.2，得 Kβ=1.07 K=KAK aKβKV=1×1.4×1.07×1.12=1.6812KT1=KAK aKβKVT1=1.68×44.831=75.32N·mKFtI=2KT1/d1=2×75.32×103/56=2.69KN(6)验算轮齿接触疲劳承载能力K=1.68σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2 =2.4×189.9×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764) σH] 1/2σH=400.3MPa=400.3MPa(7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力 查图 6-20 Yβ=0.9 ZV1=Z1/ cos3β=22/ cos3 11.1863°=23.31 ZV2=Z2/ cos3β=104/ cos3 11.1863°=110.17 根据课本表 7-10 得，:YF1= 4.28 YF2=3.93 ZV2=110.17 ZV1=23.31σF1=KFt YF1 Yβ/ bm=2.69×103×4.28×0.9/67×2.5 =61.86MPaσF1=61.86MPaσF2= KFt YF2 Yβ/ bm =2.69×103×3.39×0.9/67×2.5=56.8σF2=56.8六、轴的设计计算输入轴的设计计算131.选择轴的材料确定许用应力 1.选择轴的材料确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输入轴， 旋转方向假 设左旋，属于一般轴的设计问题，选用 45 钢 调 质处理 硬度 217~255HBW 2、 估算轴的基本直径 [σ-1]=60Mpa根据表 8-4，取 C=115 主动轴：d≥C(PI/nI) 1/3=115(2.222 /473.333)1/3=19.251mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=19.251×(1+5%)mm=20.214mm d1=22mm1/3从动轴：d≥C(PII/nII) 1/3=115(2.134/99.356)=31.967mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=31.967×(1+5%)mm=33.565mm 3、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对 两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴. （2）确定轴各段直径和长度 初选用 7206C 型角接触球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm。要安装挡油盘所以取 d1=30mm L1=26mm。 由于该处是齿轮轴处 d2=35 mm齿轮的长度为 L=67，所以 d2= d3 =36mmd1=30mm14L2=L3=16mm 安装轴承和挡油盘所以取 d4=30mm L4=26mm d5=26mm L5=55mm 由前面计算得 d6=22mm。取 L6=38mm (3)按弯矩复合强度计算 1)主动轴的强度校核 圆周力 Ft=2T1/d1=2×44.831×L1=26mm d2=16mmL2=L3=16mmd3=36mm d4=30mm L4=26mm d5=26mmL5=55mmd6=22mm L6=38mm103/56=1601.07N Ft =1601.07N 径向力 Fr= Fttanα/cosβ =1601.07×tan200/cos11.1863° =594.03N轴向力 Fa=Fttanβ=1601.07×tan11.18630=316.61N 2)计算轴承支反力图 1(2) 1(4) 水平面 RAH=(FQ×82+Fa×d1/2-Fr×67.5)/67.5+67.5 =(874.14×82+316.6115Fr=594.03NFa=316.61N×56/2-594.03×67.5)/135 =299.61N RAH=299.61N RBH=1871.54N RAV=RBV =297.015NRBH=FQ+Fr+FAN =874.14+594.03+288.61+ =1871.54N垂直面 RAV=RBV=Fr/2=594.03/2=297.015N (1) 绘制水平面弯矩图（如图 1(3)）和垂直 面弯矩图（如图 1(5)） 小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 MCHL=RAH×67.5=2.022×104N·mm 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR= RAH×67.5-Fa×d1/2MCHL=2.0224×=299.61×67.5-316.61×28= 1.136×10 N·mm右轴颈中间断面处水平弯矩为 MBH=FQ×82=874.14×82=7.168×104N·mm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV×67.5=800.54×67.5 =2.005×10 N·mm (2) 按下式合成弯矩图（如图 1（6） ）4104N·mmMCHR= 1.136×104N·mmMBH=7.168104N·mm×MCV=2.005×104N·16M=( MH 2+ MV 2) 1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2mmMCL=2.833 × 104 N·mm=[(2.022×104) 2 + (2.005×104)2]1/2 =2.833×104 N·mm小齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =[(1.136×104) 2 + (2.005×104)2]1/2 =2.304×104 N·mm(3)画出轴的转矩 T 图 1（7） MCR=2.304 × 104N·mmT=44831Nmm(4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图 1（8） Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2 这里 ，取ａ=0.6，T=44831Nmmａ T=2.690 × 104 N·mmａT=0.6×44831=2.690×104 N·mm由图 1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右 侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为MC=3.542 × 1042MC=(MCR2+( ａ T 2))1/2=[(2.304 × 104)+ N·mm(2.690×104)2]1/2=3.542×104 N·mm MB=(MBH2+( ａ T 2))1/2=[(7.168 × 104)2+MB=7.656 104 N·mm×(2.690×104)2]1/2=7.656×104 N·mm(5)校核轴的强度 取 B 和 C 两截面作为危险截面17B 截面处的强度条件： σ=MB/W=MB/0.1d3=7.656×104/0.1×303 =28.36结论： 按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够 安全18C ＡFrRBHFQBＲＡＨ ＲＡＶFa Ft1(1)RBVTRAHFaFQFr RBH 1(2)1.136×1042.022×104 7.168×1041(3) FtRAV1(4)RBV2.005×1041(5)197.168×104 2.833×1042.005×1041(6)44831T aT2.690×1041(7)7.656×104 3.542×104 2.833×104 2.690×1041(8)从动轴的设计计算 1 选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输出轴， 属于一般轴 的 设 计 问 题 ， 选 用 45# 调 质 钢 ， 硬 度 217~255HBS， [σ-1]=60Mpa2、轴的结构设计20（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相 对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面 用套筒轴向固定， 靠平键和过盈配合实现周向固 定。 （2）确定轴的各段直径和长度 d1=45mm初 选用 7209C 型角 接触球 轴承，其 内径 为 L1=39mm。 45mm,宽度为 19mm。 d1=45mm 由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。 d2= 56mm L2=8mm d3=48mm L3=58mm 安装轴承和挡油盘所以取 d4=45mm d4=45mm L4=59mm L4=59mm d5=40mm L5=55mm d5=40mm 由前面计算得 d6=35mm。取 L6=48mm (3)从动轴的强度校核 ①圆周力 Ft： d6=35mm L6=48mm21d2= 56mm L2=8mm，安装齿轮的所以 d3=48mm，L3=58mmL5=55mmFt=2T2/ d2=2×205.12/265=1548.1N②径向力 Fr：Ft=1548.1NFr= Fttanα/cosβ =1548.06×tan200/cos11.1863° =574.46N③轴向力 Fa： Fa=Fttanβ =1548.1×tan11.1863 =306.1N (4)计算轴承支反力 水平面：0Fr=574.46NFa=306.1NRAH=(Fa×d2/2-Fr×67.5)/67.5+67.5 =( 316.1×265/2-574.4×67.5)/135 =13.23N RBH=Fr+FAN =574.46+13.23 =587.23N垂直面ＲAV=RBV=Fr/2=574.46/2=287.23NRAH=13.23NRBH=587.23 NＲAV=RBV(3)画出水平弯矩 MH 图 2（3）垂直弯矩ＭＶ图２ =287.23N （５） 大齿轮中间断面左侧水平弯矩22ＭＣＨＬ＝ＲＡＨ×６７．５＝８９３．０２５Ｎ ｍｍ 大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 ＭＣＨＬ ８９３．０２５Ｎ ｍｍＭＣＨＲ＝ＲＡＨ×６７.５－Ｆａｄ２／２ ＝８９３．０２５－４．０５６×１０ ＝－３．９６７×１０ Ｎｍｍ大齿轮中间断面处的垂直弯矩为４ ４ＭＣＨＲ ＝－３．９６７ ×１０ Ｎｍｍ４ＭＣＶ＝ＲＡＶ×６７．５ ＝１．９３９×１０ Ｎｍｍ(4)计算合成弯矩４ＭＣＶ ＝１．９３９× １０ Ｎｍｍ４M=（MＨ2+MＶ22）1/2大齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 MCL =１．９４１×10 N·mm大齿轮中间断面右侧弯矩为4=１．９４１× 104 N·mmMCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =４.４１６×104 N·mm(5)画出轴的轴转矩Ｔ图２（７）MCR =４.４１６× 104 N·mmＴ＝２.０５１１８×10 N·mm (6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图２（８） Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2这里 ，取ａ=0.6，５Ｔ＝２.０５１１23ａT=１.２３０７×10 N·mm５８×10 N·mm５由图２（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的 ａT=１.２３０７ 最大当量弯矩分别为×10 N·mm５MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(４.４１６×104) 2 + (１.２３１×10 )2]1/2 =１.３０８×10５ ５MC =１.３０８ ×10５N·mmN·mm（７）校核轴的强度去Ｃ截面作为危险截面 Ｃ截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =１.０３８×10 /0.1×4８3 =１１.８Ｍｐａ５24AFrCBRAVRAHFa Ft 2(1) RBV TRAV Fa Fr r2(2)３．９６７×１０４893.52(3)FtRAV2(4)RBV１．９３９×１０４2(5)25４.４１６×104 １．９４１×1042(6)２.０５１１８×10５T aT１.２３０７×10５2(7)１.３０８×10５ ５１.２３０７×10 １．９４１×1042(8)七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命 5 年，要求一天工 作 16 小时，一年工作日为 260 天，得 16×260×5=20800 小时 1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径 d1=30mm 大齿轮轴的轴承内径 d2=45mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷， 故选择角接26触球轴承 查手册， 小齿轮轴上的轴承选择型号为 7206AC 大齿轮轴上的轴承选择型号为 7209AC 7206ＡＣ型号的轴承的主要参数：ｄ＝３０ｍｍＣｒ＝１６．８ＫＮ Ｄ＝６２ＭＭＣｏｒ＝１２.２ＫＮ Ｂ＝１６ＭＭ７２０９ＡＣ型号轴承的主要参数：ｄ＝４５ｍｍＣｒ＝２８．２ＫＮ Ｄ＝６２ｍｍＣｏｒ＝２２．５ＫＮ Ｂ＝１９ｍｍ２小齿轮轴的轴承（1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力 Fa1=316.61N A 端轴承所受的径向力Fa1=316.61NFRA=(RAH2+RAV2) 1/2=((299.61) 2+(800.54) 2) 1/2 =854.77NB 端轴承所受的径向力FRA=854.77NFRB=(RBH2+RBV2) 1/2=((1871.54) 2+(800.54) 2) 1/2 =2035.57N两轴承的派生轴向力查表 9-8，得FRB=2035.57 N27FS=0.68FR则 FSA=0.68FRA=581.24N 则 FSB=0.68FRB =1384.19N 由于 FSA 水平向右 FSB 水平向左 Fa1 水平向右 有 FSA + Fa1=581.24+316.61=897.58FSA=581.24N FSB=1384.19NFAa=Fa+FSB=-316.61+1384.19=1067.58N FAb=FSB=1384.19N（2）计算当量动载荷FAa=1067.58NFAb=1384.19NFAa/FRA=1067.58/854.77=1.249>0.68 FAb/FRB=1384.19/2035.57=0.68查手册，得P1= (0.4FRa+0.87FAa) = (0.41×854.77+0.85×1067.58) =1279.25N P2= FRB= 1384.19N P2 >P1 所以只需校核轴承2 的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表 9-6，取 fp=1.02 工作 温度低于 1000C，查表 9-5，得 fT=1.0 轴承 2 的 寿命为28LH=106/60n(ftC/fpP)ε =106/（60×1420）×(16800/1384.19)3 =21008h>20800h∴预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷 Fa2=306.1N A 端所承受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=((657.5) 2+(774.05) 2) 1/2 =1015.6NB 端轴承所受的径向力FRA=1015.6NFRB=(RBH2+RBV2) 1/2=((2106.05) 2+(774.05) 2) 1/2 FRB=2243.79N =2243.79N两轴承的派生轴向力查表 9-8，得FS=0.68FR则 FSA=0.68FRA=690.61N 则 FSB=0.68FRB =1525.78N 由于 FSA 水平向右 FSB 水平向左 Fa2 水平向右 有 FSA + Fa2FSA=690.61N FSB=1525.78N=690.61+306.1=996.7N因而轴有向左移动的趋势，即轴承 A 被压紧， 轴29承 B 被放松FAa=Fa+FSB=-306.1+1525.78=1219.68N FAb=FSB=1525.78N（2）计算当量动载荷FAa/FRA=1219.68/1015.6=1.27>0.68 FAb/FRB=1525.78/2243.79=0.68查手册，得P1= (0.4FRa+0.87FAa) = (0.41×1015.6+0.85×1219.68) =1467.36N P2= FRB= 2243.79N P2 >P1 所以只需校核轴承2 的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表 9-6，取 fp=1.0 工作 温度低于 1000C，查表 9-5，得 fT=1.0 轴承 2 的 寿命为LH=106/60n(ftC/fpP)ε =106/（60×1420）×(28200/2243.79)3 =23300h>20800h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、主动轴外伸端 d=22mm,考虑到键在轴中部安30装，故选键 6×28GB/T1096-1990,b=6mm,L=28mm,h=7mm,t=4mm,k=h-t=3mm,选择 45 钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2×44831/22×3×28 =48.52Mpa则强度足够，合格2、从动轴外伸端 d=35mm,考虑到键在轴中部安装，故选键 10×40GB/T1096-1990,b=10mm,L=40mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择 45 钢，许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×205118/35×3×40 =97.68Mpa则强度足够，合格3 从动轴与齿轮联接处 d=48mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键 14×50 GB/T1096-1990,b=14mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.5mm,选择 45 钢，许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×205118/48×3.5×45 =54.26Mpa则强度足够，合格31九、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求， 考虑装卸方便及经济问题， 选用弹性套柱销联轴 器 K=1.3 Tc=9550×KP/n=9550×1.3×2.134/99.356 =266.653 N·m选用 TL7 型 GB/T4353-1984 弹性套注销联轴器 公称尺寸转矩 Tn=500 N·m, TcTc=266.653 N·m十、减速器附件的选择 1.减速器箱体设计 减速器箱体设计 机座壁厚：δ=0.025a＋1=0.025×155＋ 1=4.875 取 δ=8mm 机盖壁厚：δ1=8mm 机座凸缘厚度：b=1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度：b1=1.5δ1=12mm 机座底凸缘厚度：b2=2.5δ=20mm 地脚螺钉直径：df=0.036a＋3212=17.58mm≈18mm 地脚螺钉数目：n=4 轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =16mm 机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.5～0.6） df=10mm 轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4～0.5）df=8mm 窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.3～0.4）df=6mm 定位销直径： d=（0.7～0.8）d2=8mm 轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm 外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm 大齿轮顶圆于内机壁距离：∆1＞1.2δ=9.6mm 齿轮端面与内机壁距离：∆2＞δ=8mm 机盖、 机座肋厚： 1≈0.85δ1=6.8mm=7mm； m m≈0.85δ=7mm 轴承端盖外径：D1=D 小＋（5～5.5）d3=56＋ 44=100mm33D2=D 大＋（5～5.5）d3=78＋42=120mm 轴承端盖凸缘厚度：t=（1～1.2）d3=9mm 轴承旁边连接螺栓距离：s≈D2 尽量靠近，不干 涉 Md1 和 Md3 为准 2.其他技术说明 2.其他技术说明 窥视孔盖板 A=90mm， A1=120mm 通气器 由于在室内使用， 选通气器 （一次过滤） ， 采用 M20×1.5 油面指示器 油塞螺钉 启盖螺钉 定位销 吊环 选用游标尺 M16 选用 M16×1.5 选用 M10 选用 Φ8 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构 十一、减速器的润滑和密封 1、齿轮的润滑34V 齿=1.389m/s＜12m/s， 采用浸油润滑， 浸油 高度 h 约为 1/6 大齿轮分度圆半径，取为 45mm。 侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距 离 H=40mm。 2、 滚动轴承的润滑 采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘 3、 润滑油的选择 查表得，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便 利，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN32 润滑油。轴承选用 ZL- 1 号通用锂基润滑脂。 4、 密封方法 （1）箱体与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 （2）观察孔和油孔德处接合面得密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片 进行密封35