华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书.doc

华中科技大学机械设计课程设计

华中科技大学机械设计课程设计

设计计算说明书

世纪大坑

华中科技大学
2011年12月13日

目 录
一、设计任务书 ………………………………………………2
二、传动方案的分析与拟定 …………………………………………2
三、电动机的选择与计算 ……………………………………………3
四、传动比的分配 ……………………………………………………3
五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 ……………………4
六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 ………………5
七、联轴器的选择及计算……………………………………………15
八、键连接的选择及计算……………………………………………16
九、轴的强度校核计算………………………………………………17
十、滚动轴承寿命的校核计算………………………………………27
十一、润滑和密封……………………………………………………30
十二、箱体及附件的结构设计和选择………………………………31
十三、设计小结………………………………………………………33
十四、参考资料………………………………………………………34

计算与说明
主要结果
一 设计任务书
设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。
设计数据及工作条件：
F=4600N; V=0.4m/s; D=400mm；
生产规模：中小批量；
工作环境：多尘；
载荷特性：平稳；
工作期限：5年，两班制。
设计注意事项：
1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;
2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;
3. 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。

二 传动方案的分析与拟定
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+内部双级圆柱齿轮传动。
机构整体布置如图一：

图1. 传动方案简图

F=4600N;
V=0.4m/s;
D=400mm

nw=19.11r/min

计算与说明
主要结果
三 电动机的选择与计算
1． 电动机的类型选择
根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。
2． 电动机的功率
工作机有效功率:
Pw = Fv/1000 =4600×0.4/1000 kW=1.84 kW
设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3，η4，η5 分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得： η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.95，η5=0.96，由此可得：
总效率：
η=η1η22η34η4η5
=0.99×0.972×0.994×0.95×0.96
=0.8160
电动机所需功率：
Pd=Pw/η=1.84/0.8160=2.255 kW
查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0 kW。
3． 电动机转速的选择
在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。前者的总传动比为75.35，后者的总传动比为50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。
4． 电动机型号确定
由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为960 r/min，查表16-2，可得：
中心高H=132 mm； 轴外伸轴径D=38 mm； 轴外伸长度E=80 mm.

四 传动比的分配
计算得内外总的传动比

取V带传动的传动比i1=3
则减速器的总传动比

因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比

总效率：
η=0.8160

电动机型号：Y132S-6

计算与说明
主要结果
低速级的传动比
五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1. 各轴的转速计算
nⅠ=nm=960 r/min
nⅡ=nⅠ/i1=[960/3] r/min=320 r/min
nⅢ=nⅡ/i2=[320/4.666] r/min=68.58 r/min
nⅣ=nⅢ/i3=[68.58/3.590] r/min=19.10 r/min

2. 各轴的输入功率计算
PⅠ=Pd =2.255 kW
PⅡ=PⅠη4=2.255×0.95 kW=2.142 kW
PⅢ=PⅡη2η3=2.142×0.97×0.99 kW=2.057 kW
PⅣ=PⅢη2η3=2.057×0.97×0.99 kW=1.975 kW

3. 各轴的输入转矩计算
T1=9550P1/n1=9550×2.255/960 N·m =22.433 N·m
T2=9550P2/n2=9550×2.142/320 N·m =63.925 N·m
T3=9550P3/n3=9550×2.057/68.58 N·m =286.444 N·m
T4=9550P4/n4=9550×1.975/19.10 N·m =987.5 N·m

将上述数据归纳总结如下表所示。
表1. 各轴的运动和动力参数
轴号
转速（r/min）
功 率（kW）
转 矩（N·m）
传动比i
电动机输出轴Ⅰ
960
2.255
22.433

3

4.666

3.590
高速轴Ⅱ
320
2.142
63.925
中间轴Ⅲ
68.58
2.057
286.444
低速轴Ⅳ
19.10
1.975
987.5

减速器总传动比：
i=16.75
高速级传动比：
i2=4.666
低速级传动比
i3=3.590

计算与说明
主要结果
六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择
1. 减速器外部传动——V带传动的设计计算
（1）、确定计算功率PC
两班制工作，即每天工作16h，查阅文献3表2-5得工况系数KA=1.1，故
Pc = KAP = 1.1×2.255 kW =2.481 kW
（2）、选择普通V带的型号
根据Pc=2.481 kW、n1=960 r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。
（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2
由文献3表2-6取dd1=125 mm，并取ε=0.02，则

由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=375 mm。
（4）、验算带速v

因v在5~25 m/s 范围内，故带速合适。
（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld
初定中心距a0的取值范围为

初选中心距a0=500 mm。
由此计算所需带长为

查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=2000 mm。由此计算实际中心距得

（6）、验算小带轮包角α1

带轮基准直径：
dd1=125 mm
dd2=375 mm

安装中心距：
a=592 mm

带的基准长度：
Ld=2000 mm
计算与说明
主要结果

（7）、确定带的根数
已知dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文献3表2-1得P0=1.37 kW，查文献3表2-2得ΔP0=0.09 kW；因α=155.8°，查文献3表2-3得Kα=0.93；因Ld=2000 mm，查文献3表2-4得KL=1.03，因此

取z=2根。
（8）、确定初拉力F0
单根普通V带的初拉力为

（9）、计算压轴力FQ

（10）、带轮的结构设计
A、小带轮的结构设计
由于dd1=125mm≤300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm≤2H=264mm，轮毂长度L1=45mm≤E=80mm，故小带轮1的结构设计合理。
B、大带轮的结构设计
由于dd2=375mm≥300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。

小带轮包角：
α1=155.8°

带的根数：
Z=2

初拉力：
F0=170.7N

压轴力：
FQ=667.6N

小带轮：
顶圆直径：
da1=130.5mm
轮毂长度：
L1=45mm

大带轮：
顶圆直径：
da2=380.5mm
轮毂长度：
L2=60mm
计算与说明
主要结果
2．高速级传动齿轮的设计计算
高速级主动轮输入功率2.142 kW，转速320 r/min，转矩T2=63.925 N·m，齿数比u=i2=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。
（1）、选择齿轮的材料及热处理方式
小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;
大齿轮:45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。
（2）、确定许用应力
A. 确定极限应力σHlim和σFlim
许用接触应力σHlim1=580MPa，σHlim2=550MPa；
许用弯曲应力σFlim1=220MPa，σFlim2=210MPa。
B. 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN

查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=2.
C. 计算许用应力
安全系数：，，则：
/
/
/
/
（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A. 选择齿轮类型
选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B. 选用8级精度
C. 初选参数
初选参数：，，Z２＝Z１u=30×4.666≈140， , 齿宽系数。
D. 初步计算齿轮主要尺寸

小齿轮1齿数：
Z1=30
大齿轮2齿数：
Z2=140
变位系数：

齿宽系数：

计算与说明
主要结果
由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数为：
；σHP=σHP2 =550MPa，因此，有：

故：

取标准模数mn=1.5 mm，则中心距

圆整后取a=130 mm。
调整螺旋角：

计算分度圆直径：

计算圆周速度：

法面模数：
mn=1.5 mm

中心距：
a=130 mm

螺旋角：

分度圆直径：
d1=45.882mm；
d2=214.118mm

圆周速度：
v=0.768 m/s
计算与说明
主要结果
计算齿宽：
大齿轮：
，
小齿轮：
;
（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度
计算当量齿数:

查图得，齿形系数：，；应力修正系数：，
。取，，则：

齿根弯曲强度足够。
（5）、齿轮结构设计
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

大齿轮齿宽：
b2=42mm
小齿轮齿宽：
b1=47mm

齿顶圆直径：
da1=48.882mm
da2=217.118mm
计算与说明
主要结果

高速级齿轮设计结果：
，，
d1=45.882 mm , d2=214.118 mm
da1=48.882mm , da2=217.118mm
df1=42.132mm , df2=210.368mm
b1=47 mm , b2=42mm
mn=1.5 mm , , a=130mm ， v=0.768m/s.
对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2≥200 mm，所以做成腹板式结构，其中，dh=1.6ds=1.6*43mm=68.8mm，δ=8mm，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm，d=31.392mm。具体结构如装配图上所示。
3. 低速级传动齿轮的设计计算
低速级主动轮输入功率2.057 kW，转速68.58 r/min，转矩T3=286444 N·mm，齿数比u=i3=3.590，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。
（1）、选择齿轮的材料及热处理方式
大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度40~50HRC，取45HRC。
（2）、确定许用应力
A．确定极限应力σHlim和σFlim
许用接触应力σHlim3=σHlim4=1120MPa
许用弯曲应力σFlim3=σFlim4=350MPa
B．计算应力循环次数N，确定寿命系数

查图表得，ZN3=1.0, ZN4=1.05; YN3=YN4=1。
C．计算许用应力
安全系数：
，
故有：
齿根圆直径：
df1=42.132mm
df2=210.368mm
计算与说明
主要结果

（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A．选择齿轮类型
初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B．初步选用8级精度
C．初选参数
初选：，, Z4=Z3u=203.590≈72，，齿宽系数。
D．初步计算齿轮主要尺寸
当量齿数：

据此查得：Ysa3=1.56 ,Ysa4=1.75 ;YFa3=2.83 ,YFa4=2.23 ;取Yε=0.7，Yβ=0.9；由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1，则：

（因为比大，所以上式将代入）

小齿轮3齿数：
Z3=30
大齿轮4齿数：
Z4=140
变位系数：

齿宽系数：

计算与说明
主要结果
取标准模数mn=3.5 mm（若取标准模数mn=3 mm，则低速轴与齿轮2发生干涉，故此处模数取大一点，取标准模数mn=3.5 mm），则中心距

圆整后取a=165mm。
调整螺旋角：

计算分度圆直径：

计算圆周速度：

符合估计值。
计算齿宽：
大齿轮：，
小齿轮：
;
（4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度
根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数，则：

法面模数：
mn=3.5 mm

中心距：
a=165mm

螺旋角：

分度圆直径：
d3=71.739mm
d4=258.261mm

圆周速度：
v=0.258 m/s

大齿轮4齿宽：
b4=36 mm
小齿轮3齿宽：
b3=41 mm
计算与说明
主要结果

齿面接触疲劳强度满足要求。
（5）、齿轮结构设计
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

高速级齿轮设计结果：
，
d3=71.739mm , d4=258.261mm
b3=41mm , b4=36mm
da3=78.739mm , da4=265.261mm
df3=62.989mm , df4=249.511mm
b3=41 mm , b4=36mm
mn=3 mm , , a=165mm ， v=0.258m/s.
对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4≥200 mm，所以做成腹板式结构， 其中，dh=1.6ds=1.6*70mm=112mm，δ=12mm，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm，d0=168.7555 mm，d=28.37775mm。具体结构如装配图上所示。
4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计
已知，最小轴径的初算公式为，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力[σ-1]b=60MPa , C=118~107。
（1）、高速轴
因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径

齿顶圆直径：
da3=78.739mm
da4=265.261mm

齿根圆直径：
df3=62.989mm
df4=249.511mm
计算与说明
主要结果
在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=23.35mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=24mm。初步设计其结构如下图所示：

图2. 低速轴结构设计
（2）、中间轴
取C=110，则：

在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=35.89 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min=40 mm。初步设计其结构如下图所示：

图3. 中间轴结构设计
（3）、低速轴
取C=110，则：

在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=54.21mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=55 mm。初步设计其结构如下图所示：

高速轴最小轴颈：
d2min=24mm

中间轴最小轴颈：
d3min=40 mm

低速轴最小轴颈：
d4min=55 mm

计算与说明
主要结果

图4. 低速轴结构设计
5. 初选滚动轴承
根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。
表2. 轴承代号及其尺寸性能
轴种类
轴承代号
d
D
T
B
C
Cr/kN
C0r/kN
高速轴
30207
35
72
18.25
17
15
54.2
63.5
中间轴
30208
40
80
19.75
18
16
63.0
74.0
低速轴
30213
65
120
24.75
23
20
120
152

由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。

七 联轴器的选择及计算
1. 低速轴与工作机之间的联轴器
由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型鼓形齿式联轴器。
计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数KA=1.5，则：

查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。
其主要尺寸如下表所示：
表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸
型号
轴孔类型
键槽类型
d1
L
D2
GICL3
Y型
A型
55
112
95

滚动轴承选型结果：
高速轴：
30207
中间轴：
30208
低速轴：
30213

低速轴与工作机间联轴器:
GICL3联轴器

计算与说明
主要结果
八 键连接的选择及计算
1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算
大带轮与高速轴连接处轴颈d=24 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=58 mm，故根据标准，可取键长L=40 mm，其有效长度为l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速轴上传递的转矩T2=63.925 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

该键满足强度条件，其设计是合理的。
2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算
中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=43 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=40 mm，故根据标准，可取键长L=32 mm,其有效长度为l=L=32 mm。中间轴上传递的转矩T3=286.444 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

故该键满足强度条件，其设计是合理的。
3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算
低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=70 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=20 mm，高度h=12 mm。该轴段长度l=34 mm，故根据标准，可取键长L=28 mm,其有效长度为l=L=28 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

故该键强度过低，由于受到轴段长度限制，该键不适合再作加长处理。考虑采用双键结构，两键按180°对称布置。考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中按1.5个键计算。故采用双键结构后，每个键所受挤压应力为：

从而满足了强度条件，其设计是合理的。
4. 低速轴与工作机间键的设计与计算
工作机与低速轴连接处轴颈d=55 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺

大带轮与高速轴间键：
键8X40
GB/T 1096

中间轴与其上大齿轮间键：
键B12X32
GB/T 1096

低速轴与其上大齿轮间键：
键B20X28 GB/T 1096

计算与说明
主要结果
寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=110 mm，故根据标准，可取键长L=90 mm，其有效长度为l=L-b=(90-16)mm=74 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

该键满足强度条件，其设计是合理的。

九 轴的强度校核计算
1. 高速轴
（1）、计算齿轮受力
齿轮1的圆周力：

齿轮1的径向力：

齿轮1的轴向力：

（2）、画受力简图
假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。

低速轴与工作机间键：
键16X90
GB/T 1096

齿轮1受力：
圆周力：
径向力：
轴向力：

计算与说明
主要结果

图5. 高速轴的受力分析
（3）、计算支反力
铅垂面内支反力：

水平面内支反力：

高速轴铅垂面内支反力：

计算与说明
主要结果

（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图
A．铅垂面弯矩
齿轮所在截面处弯矩有突变，故：
左截面：

右截面：

支点A处：

B．水平面弯矩

分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5（c）、（e）所示。
C．合成弯矩
齿轮所在截面左截面：

齿轮所在截面右截面：

支点A处：

由此作出合成弯矩图，如图5（f）所示。
画出扭矩图，如图5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。
（5）、计算当量弯矩
轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则：
齿轮所在截面左截面：

高速轴水平面内支反力：

计算与说明
主要结果
齿轮所在截面右截面：

支点A处：

（6）、校核弯、扭合成强度
分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=42 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1×423）mm3=7408.8 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：

显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。
2. 中间轴
（1）、计算齿轮受力
齿轮2的圆周力：

齿轮2的径向力：

齿轮2的轴向力：

齿轮3的圆周力：

齿轮3的径向力：

齿轮3的轴向力：

（2）、画受力简图
按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。

齿轮2受力：
圆周力：
径向力：
轴向力：

齿轮3受力：
圆周力：
径向力：
轴向力：

计算与说明
主要结果

图6. 中间轴的受力分析

计算与说明
主要结果
（3）、计算支反力
铅垂面内支反力：

水平面内支反力：

（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图
A．铅垂面弯矩
齿轮3所在截面处弯矩有突变，故：
左截面：

右截面：

齿轮2所在截面处弯矩有突变，故：
右截面：

左截面：

B．水平面弯矩

中间轴铅垂面内支反力：

中间轴水平面内支反力：

计算与说明
主要结果
分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图6（c）、（e）所示。
C．合成弯矩
齿轮3所在截面左截面：

齿轮3所在截面右截面：

齿轮2所在截面左截面：

齿轮2所在截面右截面：

由此作出合成弯矩图，如图6（f）所示。
画出扭矩图，如图6（g）所示，转矩作用于两齿轮所在截面之间的轴段。
（5）、计算当量弯矩
轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则：
齿轮3所在截面左截面：

齿轮3所在截面右截面：

齿轮2所在截面左截面：

齿轮2所在截面右截面：

（6）、校核弯、扭合成强度
分析可知，齿轮3所在截面的右截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=48 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1×483）mm3=11059.2 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：

又因为齿轮2所在截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大，故也属于危险截面。此处轴颈d=43 mm，键槽宽度b=12 mm，键槽深度t=5.0 mm，所以其抗弯模量为

计算与说明
主要结果

从而可求得轴上该处所受弯曲应力为

显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。
3. 低速轴
（1）、计算齿轮受力
齿轮4的圆周力：

齿轮4的径向力：

齿轮4的轴向力：

（2）、画受力简图
按照前面所作假定，可画出低速轴的受力如下图所示。

齿轮4受力：
圆周力：
径向力：
轴向力：

计算与说明
主要结果

图7. 低速轴的受力分析
（3）、计算支反力
铅垂面内支反力：

低速轴铅垂面内支反力：

计算与说明
主要结果

水平面内支反力：

（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图
A．铅垂面弯矩
齿轮4所在截面处弯矩有突变，故：
左截面：

右截面：

B．水平面弯矩

分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图7（c）、（e）所示。
C．合成弯矩
齿轮4所在截面左截面：

齿轮4所在截面右截面：

由此作出合成弯矩图，如图7（f）所示。
画出扭矩图，如图7（g）所示，转矩作用于齿轮4所在截面与工作机所在截面之间的轴段。
（5）、计算当量弯矩
轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则：
齿轮4所在截面左截面：

齿轮4所在截面右截面：

（6）、校核弯、扭合成强度
分析可知，齿轮4所在截面的右截面当量弯矩最大，且此轴段开有两个键槽，属
低速轴水平面内支反力：

计算与说明
主要结果
于危险截面，此处轴颈d=70 mm,键槽宽度b=20 mm，键槽深度t=7.5 mm，所以其抗弯模量为

从而可求得轴上该处所受弯曲应力为

显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。

十 滚动轴承寿命的校核计算
1. 高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核
轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：

图8. 高速轴上轴承支撑受力

对于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：

两轴承为正装，且S1≤S2+Fa ，故有：

计算与说明
主要结果
，
因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：
，故有：

又，对于轴承2，有：
，故有：

因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=54.2kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则高速轴上轴承寿命为

故，高速轴上所选的30207型圆锥滚子轴承是合用的。
2. 中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核
轴承的支撑受力如图9所示，由轴的受力易知：

图9. 中间轴上轴承支撑受力

对于30208型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：

高速轴上圆锥滚子轴承寿命：

计算与说明
主要结果

两轴承为正装，且S1≤S2+Fa ，故有：
，
因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：
，故有：

又，对于轴承2，有：
，故有：

因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=63.0kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则中间轴上轴承寿命为

故，中间轴上所选的30208型圆锥滚子轴承是合用的。
3. 低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核
轴承的支撑受力如图10所示，由轴的受力易知：

图10. 低速轴上轴承支撑受力

中间轴上圆锥滚子轴承寿命：

计算与说明
主要结果

对于30213型轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为：

两轴承为正装，且S2≤S1+Fa ，故有：
，
因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：
，故有：

又，对于轴承2，有：
，故有：

因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=120kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则低速轴上轴承寿命为

故，低速轴上所选的30213型圆锥滚子轴承是合用的。

十一 润滑和密封
1. 齿轮的润滑
由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（<0.5m/s），浸油深度可达1/6~1/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。
齿轮齿面硬度为280~350HBS，圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为

低速轴上圆锥滚子轴承寿命：

计算与说明
主要结果
266mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。
2. 滚动轴承的润滑
由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作3~6个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）润滑。
3. 密封
本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈60 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。

十二 箱体及附件的结构设计和选择
1. 箱体
减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度
在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。
2. 轴承盖与套杯
均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。
3. 视孔盖