V带 - 单级斜齿圆柱齿轮减速器 课程设计

机械设计课程设计计算说明书

设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮减速器 机电工程系机电二班 设计者： 学 号： 指导教师：

二○○八年12月19日

目录

一、传动方案拟定…………….……………………………….3

二、电动机的选择……………………………………….…….4

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5

四、运动参数及动力参数计算………………………….……5

五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....13

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26

八、键联接的选择及计算………..……………………………30

九、联轴器的选择………………………………………….....31

十、减速器附件的选择………………………………….….32

十一、润滑与密封…………………………………………....34

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计算过程及计算说明 一、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） 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：. 5436 1 2 1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带 3

4）、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： 滚筒 查表可得：带传动的效率η带=0.96 齿轮传动效率η 联轴器效率η 滚筒效率η齿轮=0.98 联轴器=0.99 滚筒=0.96 轴承 滚动轴承效率ηη总=η带×η2轴承=0.98 ×η×η齿轮×η联轴器 η总=0.876 =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=2.028/0.876 4

=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 Ped=3KW n满=1420r/min n=99.363 r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 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 i带=3 i齿=4.764 n0=1420 r/min nI =473.333r/min nII=99.356r/min nIII=99.356r/min p0=2.315 KW PI=2.222KW PII=2.134KW PIII=2.071KW 5

1、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 =2.134KW PIII=PII×η联×η

轴承=2.134×0.99×0.98

=2.071 KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） T0=15.569N·m TI=44.831N·m TII=205.118N·m TIII=199.062N·m 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·m TIII =9550PIII/nIII 6

=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=71mm 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 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)2/4×300 = 1082.65mm 由表3-7确定基准长度Ld=1120mm 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×57.3 =180-（224-71）/318.675×57.3 =152.5>120（适用） （5）确定带的根数 0000 00 选用SPZ型 Z=3根 dd1=71mm dd2=224mm V=5.28m/s Ld=1120mm a=318.675mm α1=152.50 F0 =149.99N FQ=874.14N 7

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3-6得Kα=0.93 查表3-7得KL=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 =874.14N 2、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 齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按

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图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极应力为：限 αHlim1=580Mpa σHlim1 =580MPa σHlim2=530 Mpa 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 σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa 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 ) × 0.95× 0.8 = 124 MPa =537.8 (2) 按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)(ZHZEZβ /σH) ]确定有关参数如下 2 1/3 9

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T1 u=4.764 T1=44.8318N·mm T1=9550P/ nI=9550×2.222/473.333 =44.831N·m 2) 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 ZE=189.9 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）× 42.58/2 =122.7mm

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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=125mm Z1=22 Z2=104 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 β=11.1863° 传动比误差 (u-u0)/u=(4.764-4.727)/4.764×100%=0.777% <5%(允许) 螺旋角β= arccos m（Z1＋Z2）/2a = arccos 2.5×（22＋104）/（2×155） =11.1863° 在8°~15°内，合适 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1 /cosβ=2.5×22 / cos11.1863° d1=56mm =56mm d2=265mm 11

d2= m Z2 / cosβ=2.5×104/cos11.1863°=265mm 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=49.75mm df2=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=67mm b2= b1-(5~10)mm=60mm (4)计算齿轮的圆周速度V ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm da1=61mm da2=270mm df1=49.75mm df2=259.75mm b1=67mm b2=60mm V=πd1n1/60×1000=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=1.68 KT1=KAK aKβKVT1=1.68×44.831=75.32N·m

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KFtI=2KT1/d1=2×75.32×103/56=2.69KN (6)验算轮齿接触疲劳承载能力 K=1.68 σH=400.3MPa ZV1=23.31 σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2 =2.4×189.9 ×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764) σH] 1/2 =400.3MPa<[σH]=537.8MPa (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 σF1=KFt YF1 Yβ/ bm σ σ 13

=2.69×103×4.28×0.9/67×2.5 =61.86MPa<[σF1]1 F1=61.86MPa σF2= KFt YF2 Yβ/ bm F2=56.8 =2.69×103×3.39×0.9/67×2.5 =56.8<[σF2] 齿根弯曲强度足够 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 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 [σ-1]=60Mpa 2、 估算轴的基本直径 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=22mm 从动轴：d≥C(PII/nII) 1/3=115(2.134/99.356) 1/3 =31.967mm考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=31.967×(1+5%)mm=33.565mm d2=35 mm 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 齿轮的长度为L=67，所以d2= d3 =36mm d1=30mm L2=L3=16mm

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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=16mm L2=L3=16mm d3=36mm d4=30mm L4=26mm d5=26mm L5=55mm d6=22mm L6=38mm 103/56=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+316.61 ×56/2-594.03×67.5)/135

Ft =1601.07N Fr=594.03N Fa=316.61N 15

=299.61N RAH=299.61N RBH=1871.54N RAV=RBV =297.015N RBH=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×d1/2 MCHL=2.022104N·mm ×=299.61×67.5-316.61×28= 1.136×104N·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 =2.005×104N·mm (2) 按下式合成弯矩图（如图1（6）） M=( MH 2+ MV 2) 1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为

MCHR= 1.136×104N·mm MBH=7.168104N·mm ×MCV=2.005×104N·mm 16

MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =[(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 MCL=2.833×104 N·mm 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=2.304×104 N·mm T=44831Nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1（8） T=44831Nmm Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2 这里 ，取ａ=0.6， ａT=2.690×104 ａT=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N·mm 侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(2.304×104) 2 + MC=3.542×104 (2.690×104)2]1/2=3.542×104 N·mm N·mm MB=(MBH2+(ａT 2)) 1/2=[(7.168×104) 2 + (2.690×104)2]1/2=7.656×104 N·mm MB=7.656×(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面104 N·mm B截面处的强度条件： σ=MB/W=MB/0.1d3=7.656×104/0.1×303

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=28.36<[σ-1] C截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =3.542×104/0.1×49.753 =2.88Ｍｐａ<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够 安全 18

C Ａ Fr RBH FQ B ＲＡＨ ＲＡＶ Fa Ft 1(1) RBV T RAH Fa FQ Fr RBH 1(2) 1.136×104 2.022×104 7.168×104 1(3) Ft RAV 1(4) RBV 2.005×104 1(5) 19

7.168×104 2.833×104 2.005×104 44831 1(6) T aT 2.690×104 1(7) 7.656×104 3.542×104 2.833×10 2.690×10 44 1(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]=60Mpa 20

2、轴的结构设计

（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 L1=39mm。 初选用7209C型角接触球轴承，其内径为 45mm,宽度为19mm。 d1=45mm 由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。 d2= 56mm L2=8mm 安装齿轮的所以d3=48mm，L3=58mm 安装轴承和挡油盘所以取d4=45mm L4=59mm d5=40mm L5=55mm 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： d2= 56mm L2=8mm d3=48mmL3=58mm ，d4=45mm L4=59mm d5=40mm L5=55mm d6=35mm L6=48mm

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Ft=2T2/ d2=2×205.12/265=1548.1N ②径向力Fr： Ft=1548.1N Fr=574.46N Fr= Fttanα/cosβ =1548.06×tan20/cos11.1863° =574.46N ③轴向力Fa： Fa=Fttanβ =1548.1×tan11.1863=306.1N (4)计算轴承支反力 水平面： 00 Fa=306.1N RAH=(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=287.23N RAH=13.23N RBH=587.23N ＲAV=RBV =287.23N (3)画出水平弯矩MH图2（3）垂直弯矩ＭＶ图２ （５） 大齿轮中间断面左侧水平弯矩

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ＭＣＨＬ＝ＲＡＨ×６７．５＝８９３．０２５ＮＭＣＨＬ ｍｍ 大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 ８９３．０２５Ｎｍｍ ＭＣＨＲ＝ＲＡＨ×６７.５－Ｆａｄ２／２ ＝８９３．０２５－４．０５６×１０４ ＝－３．９６７×１０４Ｎｍｍ 大齿轮中间断面处的垂直弯矩为 ＭＣＨＲ ＝－３．９６７×１０４Ｎｍｍ ＭＣＶ ＝１．９３９×１０４Ｎｍｍ MCL =１．９４１×104 N·mm MCR =４.４１６×104 N·mm ＭＣＶ＝ＲＡＶ×６７．５ ＝１．９３９×１０４Ｎｍｍ (4)计算合成弯矩 M=（MＨ2+MＶ22）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =１．９４１×104 N·mm 大齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =４.４１６×104 N·mm (5)画出轴的轴转矩Ｔ图２（７） Ｔ＝２.０５１１８×10N·mm ５(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，

Ｔ＝２.０５１１８×10N·mm 23

５

ａT=１.２３０７×10N·mm ５ａT=１.２３０７５由图２（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的×10N·mm 最大当量弯矩分别为 MC =１.３０８×10 N·mm 3 MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(４.４１６×104) 2 + (１.２３１×10)]５21/2 ５５=１.３０８×10 N·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 =１.０３８×10/0.1×4８=１１.８Ｍｐａ<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够５ 安全

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A Fr C B RAV RAH Fa Ft 2(1) RBV T RAV Fa Fr r 2(2) ３．９６７×１０４ 893.5 2(3) Ft RAV 2(4) RBV １．９３９×１０４ 2(5)

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４.４１６×10 １．９４１×10 44 2(6) ２.０５１１８×10５ T aT １.２３０７×10５ 2(7) １.３０８×10５ １.２３０７×10５ １．９４１×104 2(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

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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： Fa1=316.61N FRA=854.77N FRB=2035.57ｄ＝３０ｍｍ Ｃｒ＝１６．８ＫＮ Ｃｏｒ＝１２.２ＫＮ Ｄ＝６２ＭＭ Ｂ＝１６ＭＭ ７２０９ＡＣ型号轴承的主要参数： ｄ＝４５ｍｍ Ｃｒ＝２８．２ＫＮ Ｃｏｒ＝２２．５ＫＮ Ｄ＝６２ｍｍ Ｂ＝１９ｍｍ ２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 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=((299.61) 2+(800.54) 2) 1/2 =854.77N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=((1871.54) 2+(800.54) 2) 1/2 N =2035.57N 两轴承的派生轴向力查表9-8，得

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FS=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=897.580.68 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

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LH=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=1015.6N FRB=2243.79N FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=((657.5) 2+(774.05) 2) 1/2 =1015.6N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=((2106.05) 2+(774.05) 2) 1/2 =2243.79N 两轴承的派生轴向力查表9-8，得 FSA=690.61N FSB=1525.78N 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 + Fa2 =690.61+306.1=996.7N

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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

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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<[σR](100Mpa) 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=100MPa σp=2T/dkl=2×205118/35×3×40 =97.68Mpa<[σR](100Mpa) 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, 31

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=100MPa σp=2T/dkl=2×205118/48×3.5×45 =54.26Mpa<[σR](100Mpa) 则强度足够，合格

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 Tc=266.653 N·m =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, Tc

12=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：Δ1＞1.2δ=9.6mm 齿轮端面与内机壁距离：Δ2＞δ=8mm 机盖、机座肋厚：m1≈0.85δ1=6.8mm=7mm； m≈0.85δ=7mm 轴承端盖外径：D1=D小＋（5～5.5）d3=56＋44=100mm 33

D2=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 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 选用游标尺M16 油塞螺钉 选用M16×1.5 启盖螺钉 选用M10 定位销 选用Φ8 吊环 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 34

V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

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