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1、一设计任务书原始数据如下表：序号传动带滚子转速V（r/min）减速机输入功率P（KW）C81501.6工作条件：两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动。每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。使用期限：五年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（200/380V）。运输带速度允许误差：5%。计算及说明结果二 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数 （一）、方案的选择 方案二根据设计任务书要求，为单级圆柱齿轮减速器，常用电动机工作转速为7102840(r.min-1)，从经济出发，一般选用1400(r.min-1)左右的转
2、速,最后传动带滚子转速为150(r.min-1)，传动比i约为9.333，而单级圆柱齿轮的传动比一般为35，最大为10，出于安全角度和工作环境考虑，减速机外用皮带轮进行一级减速，带传动结构尺寸较大，但带传动有过载保护和缓和冲击，缓和振动的优点，传动平稳，运用广泛。比较上面方案一和二，将带布置在高速级，可以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。所以选取方案一。按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型号。（二）、选择电动机、确定传动方案及运动参数的计算。1.初估电动机额定功率（1）、计算功率减速机输入功率。 1.6KW（2）、电动机与减速器之间采用普通带连接，故效率
3、0.92。所以电动机所需的输出功率为：P=1.60.92 (kw)= 1.74kw2.选用电动机(JB 307482)查表得满足功率条件的电动机主要参数如下:型号额定功率P/kw满载转速同步转速轴伸出端直径伸出端安装长度 Y90L22.2284030002450Y100L42.2143015002860Y112M62.294010002860Y132S82.27107503880一般来说，电动机的同步转转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低，但是高速电动机会导致总传动比增大，传动装置的结构复杂，造价增高，因此经过全面分析最好采用Y112M6电动机。（三）、传动比的分配及转动校核确定总传
4、动比为：i=nm/nw=1430/150=9.533 =3 = i/=3.18总传动比i= X =33.18=9.54（四）、确定各轴的功率，转速，转矩（1）各轴的转速计算电动机转速nm=1430(r.min-1)高速轴转速n1=nm/i1=1430/3=476.67(r.min-1)低速轴转速n2=n1/ i2= nw =476.67/3.18=150(r.min-1)传动带滚子转速n3 =nw=150(r.min-1)（2）各轴的输入功率计算高速轴输入功率：P1= Pd 1=1.740.92=1.6kw低速轴输入功率：P2= P1 23=1.60.970.98=1.52kw传动带输入功率：
5、P3= P234=1.520.980.99=1.48kw式中 1窄带的效率，取0.92；2闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.92；3滚动轴承的效率，取0.98；4弹性联轴器的效率，取0.99。传动装置的总效率为:=1234=0.920.970.980.99=0.866（3）各轴的输入转矩计算高速轴输入转矩：T1=9550P1/n1=95501.6/476.67=32.06N.m低速轴输入转矩：T2=9550P2/n2=95501.52/150=96.83N.m传动带输入转矩：T3=9550P2/n2=95501.48/150=93.95N.m将上述结果列表如下：轴 号转速ni（r/min）功
6、率Pi（kw）扭矩Ti（N.m）效率i高速轴476.671.632.060.92低速轴1501.5296.830.95传动带1501.4893.950.97三、传动零件的设计计算（一） 传动带的设计计算：选择普通带进行传动1.确定计算功率Pca ，因为载荷变动小，并且是两班制，所以由教材表 86得KA=1.2，计算功率为Pca =KAP=1.22.2=2.64kw式中：Pca计算功率，单位为kw； P 传递的额定功率，单位为kw；KA工作情况系数。2选择V带型号。根据Pca=2.64kw ,nm=1430(r.min-1)，查图确定为A型。3确定带轮计算直径由教材表83和表87取主动轮的基准直
7、径=90mm ，根据式=i得从动轮基准直径为=390=270 mm根据教材表87，取=280 mm，按教材式（813）验算带的速度：带的速度合适。4确定普通V带的长度和中心距根据0.7（+）2(+)计算出245.7702，因此初步确定中心距为=400mm。根据式计算带所需的基准长度为=1403mm由教材表82选带的基准长度=1400mm按式计算实际中心距a为5验算主动轮的包角由教材式（86）得 =6. 计算普通V带的根数Z由式计算根数Z由nm=1430(r.min-1)，=90mm，=3，查教材表85a和表85b得=1.07 kw，=0.17 kw查教材表88得=0.92，查教材表82得=0.
8、96，则Z=取Z=3根7.计算预紧力由教材式（823）知查教材表84得 q=0.10kg/m ，故F0 =安装新带时，为上式预紧力的1.5倍8.计算作用在轴上的压轴力由得9.带轮结构设计（二）、联轴器的选择和参数确定因为该带式运输机的转矩小，转速低，连续单向运转，工作时有轻微振动，所以可以选用制造容易、成本较低、装拆方便、可缓冲减振的弹性套柱销联轴器。1载荷计算公称转矩 T2=9550P2/n2=95501.52/150=96.83N.m由教材表141查得KA=1.5，由式Tca =KA T得计算转矩为：1.596.83（N.m） =145.25N.m2型号选择从GB/T 43231984中查
9、得TL6型弹性套柱销联轴器的许用转矩为250 N.m，许用最大转速为3800 r/min，轴径为3242 mm。（三）、齿轮传动设计计算1选择齿轮的材料和精度等级。由于该齿轮传动传递的功率较小，对精度要求不是很高，传动尺寸无严格要求，批量不大，因此可选用软齿面斜齿轮，由教材表101选小齿轮材料为40Cr，大齿轮材料为45钢，均进行调质热处理。小齿轮的硬度为241286HBS，大齿轮的硬度为217255HBS，取小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS，两者硬度相差40 HBS选7级精度等级2按齿面接触疲劳强度设计按教材上式（1021）试算，即d1t2ktT1/d(u+1)/u(ZHZ
10、E/H)21/3、确定公式内的各计算数值 初选小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2= i2Z1=76.3，取Z2=76。 初选螺旋角=14。 计算小齿轮传递的转矩：T1=9.55106P1/n1=95501.6/476.67=3.206104N. mm 试选载荷系数kt=1.3确定齿宽系数：小齿轮作对称布置，据教材表107选取d=1.3由教材表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8(MPa)1/2由教材图1030选取区域系数ZH=2.433由教材图1026查得1=0.78，2=0.86，则=1+2=1.64由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLim1=600Mpa
11、；大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2=550Mpa；由N=60njLh得应力循环次数N1=60n1jLh=60476.671（283005）=6.864108N2=60n2jLh=60149.8951（283005）=2.158108由教材图1019查得接触疲劳寿命系数kHN1=0.94kHN2=0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式=得=0.94600/1=564MPa=0.97550/1MPa=533.5MPa计算许用接触应力H=（H1+H2）/2=（564+533.5）/2=548.75MPa、计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t21.33.20
12、6104/（1.31.64）(3.18+1)/ 3.18(2.433189.8/548.75)21/3 mm=33.14mm计算圆周速度V=d1tn1/601000=33.14 mn476.67/601000=0.83m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1.333.14(mm)=43.082 mmmnt=d1tcos/Z1=33.14cos14o/24(mm) =1.34mmb/h=43.082/3.015=14.29计算纵向重合度=0.318d Z1tan=0.3181.324tan14o=2.474计算载荷系数Ka.根据V=0.83m/s，7级精度，由教材图108查得动载系数kv=1
13、.04；b.由于带式运输机工作时有轻微振动，由教材表102查得使用系数kA=1.25c. 由教材表10-4查得7级精度，调质齿轮的小齿轮相对支承对称布置时，=1.12+0.18+0.23b代入数据后得 =1.12+0.181.32 +0.2343.082=1.434d. 由b/h=14.29，=1.434，查教材图10-13得kF=1.35；e. 假设斜齿轮的kA Ft/b100N/mm，由教材表10-3查得kH=kF =1.4；故载荷系数k=kAkvkHkH=1.251.041.41.434=2.61按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材（10-10a）得d1 = d1t=41.81
14、mm计算模数mnmn = d1 cos/Z1=41.81cos14o /24(mm)=1.69mm3、按齿根弯曲强度设计由教材上式(1017)计算，即mn(2kT1Ycos2YFaYsa/dZ12F)1/3确定公式内的各计算数值计算载荷系数kk=kAkvkFkF=1.251.041.41.35=2.457根据纵向重合度=2.474，从教材图1028查得螺旋角影响系数Y=0.88；计算当量齿数Zv1= Z1 /=24/=26.27Zv2= Z2/=76/=83.196查取齿形系数由教材表105查得YFa1=2.592；YFa2=2.214查取应力校正系数由教材表105查得Ysa1=1.596；Y
15、sa2=1.773；由教材图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa。由教材图1018查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.88，kFN2=0.89；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式=kNlim/s得F1=kFN1FE1/S=0.88500/1.4=314.29MPaF 2=kFN2FE2/S=0.89380/1.4=241.57MPa计算大小齿轮的YFa Ysa /F并加以比较。YFa1Ysa1/F1=2.5921.596/314.29=0.01316YFa2Ysa2/F2=2.2141.773/241.57=
16、0.01625大齿轮的数值大。设计计算mn(22.4573.2061040.88(cos14o) 2/(1.32421.64)0.01625)1/3(mm)=1.20 (mm)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5 mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=41.86mm来计算应有的齿数。于是由Z1 = d1 cos/mn=27.04取Z1 =27，则Z2 =Z1i=273.18=85.86, 取Z2 =86这样设计出的齿轮传动，既满足既了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并
17、做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算计算中心距= (mm)=87.34 mm将中心距圆整为87 mm按圆整后的中心距修正螺旋角。=13o332”因值改变稍微有点大，因此应用计算出的再来修正中心距a= (Z1+Z2)mn/(2cos)=(27+86)1.5/(2cos13o332”) =87 mm计算大、小齿轮的分度圆直径。d1=Z1mn/cos=41.58 mmd2= Z2mn/cos=132.42mm4)、计算齿轮宽度b=dd1=1.341.58 (mm)=54.054 (mm)圆整后取B2=55mm；B1=65mm5、验算=1542.1N=35.05N/mm100N/mm,合适6、齿轮
18、传动的几何尺寸总结如下表：名称计算公式结果/mm法面模数mn1.5法面压力角n20o螺旋角13o332”分度圆直径d141.58d2132.42齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=41.58+211.544.58da2=d2+2ha*mn=132.42+211.5135.42齿根圆直径df1=d12hf*mn=41.5821.251.537.83df2=d22hf*mn=132.421.251.5128.67中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）87齿宽b2=b55b1=b2+(510)mm657、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。因为大齿轮的齿顶圆直径小于160 mm，
19、故以采用实心结构的齿轮为宜，其结构尺寸和设计出的轴孔直径计算如下表：代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.65283轮毂轴向长LL=(1.21.5)dB65倒角尺寸nn=0.5mn0.75齿根圆处厚度00=(2.54) mn5腹板最大直径D0D0=df220127板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)105板孔直径d1d1=0.25(D0D1)22腹板厚CC=0.3b217三、轴的设计 （一）、低速轴设计1、输出轴上的功率，转速和转矩P2= P1 23=1.60.970.98=1.52kwn2=n1/ i2= nw =476.67/3.18=150(r.min-
20、1)T2=9550103P2/n2=9.551061.52/150=96834N.mm2、求作用在齿轮上的力圆周力 =296834/132.42=1462.53N径向力 Ft= tan/cos=546.45N轴向力 Fa= Ft tan=1462.53tan13o332” =339.24N3、初步确定轴的最小直径根据工作条件选择轴材料为45钢，调质处理，由教材表153查得=103126，根据取值原则取=110。dmin=23.80考虑轴与联轴器联接有键槽，轴径增加5%，d1.5dmin=24.99mm4、再次校核联轴器的选用由教材表141查得kA=1.5；计算扭矩1.596834=145251
21、 N.mm按照Tca应小于联轴器公称转距的条件，由GB/T 432384选用型的弹性套柱销联轴器。5、 进行轴的结构设计 根据轴向定位的要求等确定轴的各段直径和长度。a.根据选用的弹性套柱销联轴器TL6型，半联轴器的孔径为32 mm，故取32 mm，半联轴器的长度为82 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以1-2段的长度应比L略短一些，现取=58mm；b.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=38mm，轴承端盖的总宽度为20 mm，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离L=10 mm，故=3
22、0mm.c.初步选择滚动轴承，考虑为斜齿轮传动，故初选角接触球轴承。参照工作要求并根据=38mm，由国标GB/T 2921994初步选取角接触球轴承7209C。其尺寸为dDB=45 mm85mm19 mm，故取d3-4=d7-8=45mm；d.右端球轴承与齿轮右端面间采用挡油环和套筒进行轴向定位，故取=58 mm；e.取安装齿轮处的轴段4-5的直径=52mm，齿轮的左端采用轴肩进行轴向定位，取轴肩高度h=5 mm，因此取d5-6=62mm，而轴环宽度b1.4h,故取l5-6=12 mm；f.已知齿轮轮毂的宽度为55mm，为了挡油环了端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=52mm。6
23、、按许用弯曲应力校核轴的弯曲强度。 低速轴的各种受力分析图见附图A 作出轴的受力简图，见附图（1）所示； 求支反力水平面支反力 由RHA+ RHB= Ft和 RHA L1= RHB L2得RHA=630.05N RHB=832.48N垂直面支反力 RVA=( Fr L2 +Fad2/2)/( L1+ L2)=505.34NRVB=( Fr L1-Fad2/2)/( L1+ L2)=41.11N; 求弯矩，弯矩图见附图（2）所示；水平面弯矩MHMC左= RHA L1=630.0549.8=31376.49 NMC右= RHBL2=832.4865.8=54777.184 N垂直面弯矩MV= RV
24、A L1=505.3449.8=25165.932 N= RVB L2=41.1165.8=2705.038 N求合成弯矩M，合成弯矩图见附图（3）所示；M左=( MC左+ MC左1)1/2=40221.99 NM右=( MC右+ MC右1)1/2=54843.93 N求扭矩T，扭矩图见附图（4）所示；T2=96834 N求合成弯矩MCa该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6，C点左边 MCa左=M左+（T）1/2=40211.99 NC点右边 MCa右=M右+（T）1/2=79896.89 N从轴的受力结构以及弯矩和扭矩中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面
25、C处的MH、MV、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F/NRHA=630.05RHB=832.48RVA=505.34RVB=41.11弯矩M/ NMC左=31376.49MC右=54777.184MC左1=25165.932MC右1=2705.038总弯矩MC/ NM左=40221.99M右=54843.93M左=40221.99M右=54843.93扭矩TT2=96834 NT2=96834 N按弯扭合成强度理论验算轴的强度校核C剖面CaC= MCaC/（0.1d3）=5.68Mpa校核D剖面CaD= MCaD/（0.1d3）=10.59 Mpa45钢调质处理时,查教材表151,
26、B=640Mpa, -1 =275Mpa,-1 =155Mpa, -1=60 Mpa,故强度足够.7、精确校核危险剖面的安全系数 校核C剖面= M右/（0.1d3）=3.90 Mpa=T/(0.2 d3）=3.44 Mpa查教材表34,C剖面因键槽引起的应力集中系数k=1.65,k=1.55;查教材附图32得绝对尺寸影响系数=0.72,=0.85；轴按磨削加工,查教材图34，表面质量系数=0.92。轴的综合影响系数为：K= k/+1/-1=2.38K= k/+1/-1=1.95材料特征系数为：=0.10.2, 取 =0.15;=0.050.1, 取 =0.08S=-1/(ka+m)=30.45
27、S=-1/( ka+m)=22.64Sca= SS/(S2 +S2)=18.17ScaS=1.51.8,所以C剖面安全。 校核D剖面此剖面无弯矩作用，故只按扭矩进行计算，=T/(0.2 d3)=5.31MPa查教材表32，当r/d=0.105,D/d=1.18时，D剖面因轴肩而引起的理论应力集中系数T=1.33，由教材图31查得材料的敏感系数qT=0.88,有效应力集中系数k=1+ qT(T-1)=1.29,查教材图33得尺寸系数=0.87,本轴段由精车加工，查教材图34得表面质量系数=0.88,综合影响系数K= k/+ 1/-1=1.62,取=0.08,D剖面的安全系数为：Sca=-1/(
28、ka+m)=17.58取S=1.51.8, ScaS，所以D剖面安全。本设计中因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核，因此可知该轴的设计符合要求。8、轴的细部结构设计由GB/T 10951979查得安装齿轮的轴段处的键槽尺寸b1h1=1610(t=6.0,r=0.3)；安装联轴器处的键槽尺寸b2h2=108(t=5.0,r=0.3)；由GB/T 10961979查出键长L1=45;L2=50.由GB/T 119.12000查出导向锥面尺寸a1=2.0, 1=20 ; a2=1.2,2=20由教材表152查得各过渡圆角尺寸如下：d=45处的R为1.6;d=52处的R为2.0
29、;d=38处的R为1.6; d=32处的R为1.6;由GB/T 1311995查出各表面粗糙度值如下：d=45处的Ra=1.6;d=62处的Ra=3.2;d=32处的Ra=3.2; d=38处的Ra=3.2; d=52处的Ra=3.2;（二）、高速轴设计1、高速轴的各种受力分析图见附图B输入轴上的功率P和TP=1.6 kw； T=9.5510（N）=32056（N）2、计算齿轮受力圆周力 =（N）1541.90（N）；径向力 =1541.90（N）576.10（N）；轴向力 =1541.90（N）357.65（N）3、确定轴的最小直径根据工作条件选择的轴材料即为小齿轮的材料为，调质处理，由教材
30、表15-3查得=97112，根据取值原则取=106。=106（）15.87（）因为该计算时未考虑各种影响因素，故轴径应作相应增大，同时输入轴的最小直径显然是和带传动的从动轮的孔径相配合的，因此为了使所选的轴直径与从动轮的孔径相适应，所以按国标GB/T 1042121989取=20，轮缘宽B=50，毂长L=50；为了从动轮的轴向固定，取=554、进行轴的结构设计根据轴向定位的要求等确定轴的各段直径和长度为了满足带传动的轴向定位要求，轴段左端需制出一个轴肩，故取的直径；因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故可选用角接触球轴承，因为采用轴肩将会使轴的直径加大，而且轴肩处应力将因截面突变而引起应力集中，
31、同时，轴肩太多时不利于加工，因此参照工作要求并根据，由国标GB/T 292-1994中初步选取7206C型角接触球轴承，其尺寸为306216，故；取齿轮处的齿轮轴直径；因为此段是作成齿轮轴结构，故取。5、按轴的许用弯曲应力校核轴的弯曲强度。作出轴的受力简图,见附图(1)所示；求支反力(分析Fp与Ft方向相同的情况,此情况下如满足强度条件,则方向相反也应该满足条件).水平面支反力RHB=Fp(L1+L2+L3)+FtL3/( L2+ L3)=1859.83NRHB=2221.911859.83=362.08N垂直面支反力 RVE=Fr L3 /( L2+ L3)=280.44NRVB=Fr RV
32、E=295.66N;求弯矩，弯矩图见附图（2）所示；水平面弯矩MHMHB= Fp L1=680.0371.7=48758.151 NMHC= RHEL3=362.0855.3=20023.024 N垂直面弯矩MV= RVB L2=295.6658.3=17236.978 N= RVB L2=280.4455.3=15508.332N求合成弯矩M,见附图(3)所示:MB= MHB=48758.151 NMC左=( MHC2+ MVC12)1/2=26420.35 NMC右=( MHC2+ MC右12)1/2=25326.47N求扭矩T,见附图(4)所示:T1=32056 N求合成弯矩MCa,见附
33、图(4)所示:该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6，B点处 MCaB=MB2+（T）21/2=52414.58 NC点左边 MCa左= MC左2+（T）21/2=32679.75 NC点右边 MCa右= MC右2+（T）21/2=25326.47N从轴的受力结构以及弯矩和扭矩中可以看出截面B是轴的危险截面，现将计算出的截面B处的MH、MV、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F/NRHB=1859.83RHE=362.08RVB=295.66RVE=280.44弯矩M/ NMHB=48758.151MHC= 20023.024MVC1=17236.978MC右1
34、=15508.332总弯矩MC/ NMB=48758.151MCa左=32679.75MB=48758.151MCa右=25326.47扭矩T/ NT2=32056T2=32056按弯扭合成强度理论验算轴的强度校核B剖面CaB= MCaB/（0.1d3）=19.41 Mpa校核C剖面CaC= MCaC/（0.1d3）=5.428 Mpa40Cr调质处理时,查教材表151, B=735Mpa, -1 =355Mpa,-1 =200Mpa, -1=70 Mpa,故强度足够.6、校核轴径B剖面 dB=( MCaB/ 0.1-1b)1/3=19.5630强度足够C剖面 dC=( MCa左/0.1 -1
35、b)1/3=16.7137.83(齿根圆直径)强度足够.7、轴的细部结构设计由GB/T 10951979查出键槽尺寸bh=66(t=3.5,r=0.2)；由GB/T 10961979查出键长L=45；由GB/T 119.12000查出导向锥面尺寸a1=0.8, 1=20；由教材表152查得各过渡圆角尺寸如下：d=20处的R为1.0;d=30处的R为1.6;d=36处的R为1.6;由GB/T 1311995查出各表面粗糙度值如下：d=20处的Ra=0.8;d=30处的Ra=0.8;d=36处的Ra=1.6;齿轮的分度圆的Ra=1.6;齿顶圆的Ra=3.2;四、滚动轴承的校核计算（一）、低速轴的滚
36、动轴承的校核计算选用的轴承型号为7209C，由GB/T 2921994查出Cr=29.8kN,C0r=23.8kN。1、作用在轴承上的负荷径向负荷A处轴承 Fr1=( RHA2+ RVA2)1/2=807.67 NB处轴承 Fr2=( RHB2+ RVB2)1/2=833.49 N轴向载荷轴承受力简图见附图C中（1）所示：外部轴向力 FA= Fa=339.24N从最不利于受力情况考虑FA指向A处轴承，如附图所示。轴承内部轴向S1=eFr1=0.4807.67(N)=323.068N（对接触角为的角接触球轴承可暂取e=0.4）S2=eFr2=0.4833.49(N)=333.396N因为 FA+
37、 S2=339.24+333.396=672.636NS1=323.068N所以 轴承1被压紧，为紧端，故Fa2=S2=333.396N ; Fa1=FA+ S2=672.636N2、计算当量动载荷1轴承 Fa1/ C0r=672.636/(23.8103)=0.028,查教材表135得e=0.40, Fa1/ Fr1=672.636/807.67=0.833e, X1=0.44,Y1=1.40,载荷系数当量动载荷 2轴承 Fa2/ C0r=333.396/(23.8103)=0.014, 查教材表135得e=0.38, Fa2/ Fr2=333.396/833.49=0.4e, X2=0.4
38、4,Y2=1.47,载荷系数当量动载荷 3、验算轴承寿命因Pr1Pr2,故只需验算1轴承轴承预期寿命为齿轮寿命的三分之一以上，为N530016(h)=8000h轴承实际寿命： h8000 h具有足够使用寿命。4、轴承静负荷计算经计算，满足要求。（二）、高速轴的滚动轴承的校核计算高速轴滚动轴承选用7206C型，经校核计算满足要求。五、平键联接的选用和计算（一）、低速轴键联接的校核计算低速轴与大齿轮的键联接的校核计算由前面轴的设计已知本处轴径为d=52,由GB/T 10961979选择：键 161045 GB/T 10961979；键的接触长度l=L-h=5216=36，接触高度h=ht=106=
39、4；由教材查出键静联接的挤压许用应力p=100MPa,p =2T2/(d2l h)=25.86MPap键联接的强度足够.（二）、高速轴键联接的校核计算高速轴与低速轴上的键联接选用及校核方法相同,经校核计算强度足够.六、箱体及其附件的设计选择减速器箱体及其附件的结构设计和尺寸的确定,可由第四章提供的有关数据、内容及表47以及装配图的设计步骤及其要领进行设计计算.现将计算的部分尺寸列于下表：名称结构尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘的厚度b12箱盖凸缘的厚度12箱底座凸缘的厚度20箱座上的肋厚10箱盖上的肋厚8轴承旁凸台高度18半径14地脚螺栓直径12数目n4通孔直径13.5沉头座直径26底座
40、凸缘尺寸2016连接螺栓轴承旁连接螺栓直径10箱座、箱盖连接螺栓直径6通孔直径117沉头座直径2213凸缘尺寸18141210定位销直径5视孔盖螺钉直径6大齿轮顶圆与箱体内壁的距离12齿轮端面与箱体内壁的距离18启盖螺钉直径6油标尺直径12螺塞直径12七、减速器的润滑减速器的润滑齿轮采用油润滑，润滑油选用LAN68，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就反油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。滚动轴承的润滑采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZN3.采用单级圆柱齿轮减速器1.74kwY112M6三相异步电动机 P=2.2KWnm=1430(r/min)i=9.533总效率=0.866计算功率Pc=2.64kw带传动的根数: Z=3联轴器选用弹性套柱销联轴器：TL6小齿轮采用40Cr调质；大齿轮采用45钢调质z1=24z2=76=3.18
