怎麼計算齒輪箱軸承座孔處的載荷

㈠ 請問齒輪箱的傳遞能力中的計算功率和計算扭矩是怎麼確定的

設：吵野主動齒輪傳耐碰笑遞扭矩為M
（N.m）
轉速為n
(r/min)
則：主動齒輪傳遞功率為：P=M×n/9550
(kw)；
齒輪箱在風力發電機組中的應用很廣泛，在風力發電機組當中就經常用到，而且是一個重要的機械部件，齒輪箱其主要功用是將風輪在風力作用下所產生的動力傳昌含遞給發電機並使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速很低，遠達不到發電機發電所要求的轉速，必須通過齒輪箱齒輪副的增速作用來實現，故也將齒輪箱稱之為增速箱。

㈡ 單級齒輪減速器中的齒輪軸所承受的載荷情況是

減速器基本介紹減速器在原動機和工作機或執行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、製造和使用特點各不相同。減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。 選用減速器時應根據工作機的選用條件，技術參數，動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量，價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的指巧是降低轉速，增加轉矩。基本分類1、減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、製造和使用特點各不相同。 其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器；齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。 2、一般拍逗並的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。 1）圓柱齒輪減速器 單級、二級、二級以上二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。 2）圓錐齒輪減速器 用於輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。 3）蝸桿減速器 主要用於傳動比i>10的場合，傳動比較大時結構緊湊。其缺點是效率低。目前廣泛應用阿基米德蝸桿減速器。 4）齒輪—蝸桿減速器 若齒輪傳動在高速級，則結構緊湊；若蝸桿傳動在高速級，則效率較高。 5）行星齒輪減速器 傳動效率高，傳動比范圍廣，傳動功率12W~50000KW，體積和重量小。 3、 常見減速器的種類 1） 蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 2） 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變襲跡形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。 3） 行星減速器其優點是結構比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價格略貴。 減速器: 簡言之，一般機器的功率在設計並製造出來後，其額定功率就不在改變，這時，速度越大，則扭矩（或扭力）越小；速度越小，則扭力越大。
單級圓柱齒輪減速器工作原理減速器是原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置。此外,減速器也是一種動力傳達機構,利用齒輪的速度轉換器,將馬達的回轉數減速到所要的回轉數,並得到較大轉矩的機構。降速同時提高輸出扭矩,扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比。基本構造減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其基本結構有三大部分： 1、齒輪、軸及軸承組合 小齒輪與軸製成一體，稱齒輪軸，這種結構用於齒輪直徑與軸的直徑相關不大的情況下，如果軸的直徑為d，齒輪齒根圓的直徑為df，則當df-d≤6～7mn時，應採用這種結構。而當df-d＞6～7mn時，採用齒輪與軸分開為兩個零件的結構，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸的周向固定平鍵聯接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。兩軸均採用了深溝球軸承。這種組合，用於承受徑向載荷和不大的軸向載荷的情況。當軸向載荷較大時，應採用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球軸承與推力軸承的組合結構。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的稀油，進行潤滑。箱座中油池的潤滑油，被旋轉的齒輪濺起飛濺到箱蓋的內壁上，沿內壁流到分箱面坡口後，通過導油槽流入軸承。當浸油齒輪圓周速度υ≤2m/s時，應採用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可採用擋油環將其分開。為防止潤滑油流失和外界灰塵進入箱內，在軸承端蓋和外伸軸之間裝有密封元件。 2、箱體 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。 箱體通常用灰鑄鐵製造，對於重載或有沖擊載荷的減速器也可以採用鑄鋼箱體。單體生產的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可採用鋼板焊接的箱體。 灰鑄鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便於軸系部件的安裝和拆卸，箱體製成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯接成一體。軸承座的聯接螺栓應盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸台，應具有足夠的承托面，以便放置聯接螺栓，並保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加支撐肋。為保證減速器安置在基礎上的穩定性並盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座一般不採用完整的平面。
3、減速器附件 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油麵高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。軸結構箱體結構單級圓柱減速器附件的選擇和設計1）檢查孔為檢查傳動零件的嚙合情況，並向箱內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 2)通氣器減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使潤滑油沿分箱面或軸伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。 3)軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置並承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優點是拆裝、調整軸承方便，但和嵌入式軸承蓋相比，零件數目較多，尺寸較大，外觀不平整。 4)定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔製造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯接凸緣上配裝定位銷。安置在箱體縱向兩側聯接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。 5)油麵指示器檢查減速器內油池油麵的高度，經常保持油池內有適量的油，一般在箱體便於觀察、油麵較穩定的部位，裝設油麵指示器。 6)放油螺塞換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。 7)啟箱螺釘為加強密封效果，通常在裝配時於箱體剖分面上塗以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難於開蓋。為此常在箱蓋聯接凸緣的適當位置，加工出～2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘的大小可同於凸緣聯接螺栓 。
總結減速器的種類和使用條件有所不同，在選用減速器時要根據不同需要合理選擇。
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單級圓柱齒輪減速器的分析
減速器基本介紹
減速器在原動機和工作機或執行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、製造和使用特點各不相同。
減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。 選用減速器時應根據工作機的選用條件，技術參數，動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量，價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。

㈢ 滾動軸承外圈固定在軸承座孔中,內圈隨軸旋轉,則外圈承受的是什麼負荷.

軸承內外圈承受的負荷一般情況是一樣的，主要看軸承結構及軸系受力情況，比如三點球和圓柱、圓錐受力就不一樣。不過一般都是考慮動圈過盈配合、靜圈過渡或者間隙配合。

㈣ 帶座外球面軸承載荷如何計算

帶座外球面軸承是將滾動軸承與軸承座結合在一起的一種軸承單元。大部分外球面軸承都是將外徑做成球面，與帶有球狀內孔的進口軸承座安裝在一起，結構形式多樣，通用性和互換性好。

帶座外球面軸承載荷：

指一個軸承假想承受一個大小和方向恆定的徑向(或中心軸向)負荷,在這一負荷作用下帶座外球面軸承基本額定壽命為一百萬轉。

根據我國國家標准GB/T6391-1995的規定,計算公式：

參考鏈接：http://www.sdhrzc.cn/

㈤ 軸承端蓋厚度計算公式

外壓下端蓋厚度計算假設製造材料已經確定，端蓋尺寸由 邊外圓直徑，邊外緣厚度，端蓋總厚度，端蓋內徑，內徑深度 五個量組成。其中，邊外圓直徑取決於軸承座的孔大小，邊外緣厚度取決於軸承座預留的間隙大小，端蓋內徑由軸的粗細決定，這三個量是客觀量，不可更改。1.端蓋的有效厚度（即端蓋總厚度-內徑深度）與承受壓力有關，壓力越大，厚度越大，具體可查表。端蓋總厚度，即：內徑深度+有效厚度。2.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。3.就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。 gb150和asme都有計算外壓的曲線圖，比如假定管子2mm，帶進去算，和設計壓力比較，《ps，且相差不大，就是計算厚度，否則，要加厚，再試算4.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照陪鉛內壓的開孔補強面積程序算。 滿足外壓開孔補強，細長的還要校核長度方向的穩定性，能滿足穩定性的最小壁厚就是計算厚度吧。
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外壓下端蓋厚度計算
數據空間Datespace
外壓下端蓋厚度計算
假設製造材料已經確定，端蓋尺寸由 邊外圓直徑，邊外緣厚度，端蓋總厚度，端蓋內徑，內徑深度 五個量組成。其中，邊外圓直徑取決於軸承座的孔大小，邊外緣厚度取決於軸承座預留的間隙大小，端襪顫蓋內徑由軸的粗細決定，這三個量是客觀量，不可更改。
1.端蓋的有效厚度（即端蓋總厚度-內徑深度）與承受壓力有關，壓力越大，厚度越大，具體可查表。端蓋總厚度，即：內徑深度+有效厚度。
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2.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。
3.就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。 gb150和asme都有計算外壓的曲線圖，比如假定管子2mm，帶進去算，和設計壓力比較，《ps，且相差不大，就是計算厚度，否則，要加厚，再試算
4.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿足外壓開孔補強，細長的還要校核長度方向的穩定性，能滿足穩定性的最小壁厚就是計算厚蘆好好度。

㈥ 多大的軸承能承重3噸左右的重量

平板車上用的輪子軸承,只要是正規企業生產的合格軸承,一般選擇6305ZZ就可以了,內孔直徑:25MM,外徑:62MM,厚度:17MM,單個軸承的承載力:11KN,四個軸承可負載:5噸以上,碰到不平的路面等沖擊力也能承受,計算承載常規是按二個輪子達總負載的70%就可。

三泰軸承提供此類深溝球軸承。

(6)怎麼計算齒輪箱軸承座孔處的載荷擴展閱讀

當前我國軸承行業主要面臨三大突出問題：分別是行業生產集中度低、研發和創新能力低、製造技術水平低。

第一，行業生產集中度低。在全世界軸承約300億美元的銷售額中，世界8大跨國公司佔75%～80%。德國兩大公司占其全國總量的90%，日本5家占其全國總量的90%，美國1家占其全國總量的56%。而我國瓦軸等10家最大的軸承企業，銷售額僅佔全行業的24.7%，前30家的生產集中度也僅為37.4%

第二，研發和創新能力低。全行業基礎理論研究弱，參與國際標准制訂力度弱，少原創技術，少專利產品。

當前我們的設計和製造技術基本上是模仿，產品開發能力低，表現在：雖然對國內主機的配套率達到80%，但高速鐵路客車、中高檔轎車、計算機、空調器、高水平軋機等重要主機的配套和維修軸承，基本上靠進口。

第三，製造技術水平低。我國軸承工業製造工藝和工藝裝備技術發展緩慢，車加工數控率低，磨加工自動化水平低，全國僅有200多條自動生產線。對軸承壽命和可靠性至關重要的先進熱處理工藝和裝備，如控制氣氛保護加熱、雙細化、貝氏體淬火等覆蓋率低，許多技術難題攻關未能取得突破。

軸承鋼新鋼種的研發，鋼材質量的提高，潤滑、冷卻、清洗和磨料磨具等相關技術的研發，尚不能適應軸承產品水平和質量提高的要求。因而造成工序能力指數低，一致性差，產品加工尺寸離散度大，產品內在質量不穩定而影響軸承的精度、性能、壽命和可靠性。

早期的直線運動軸承形式，就是在一排撬板下放置一排木桿。現代直線運動軸承使用的是同一種工作原理，只不過有時用球代替滾子。

最簡單的旋轉軸承是軸套軸承，它只是一個夾在車輪和輪軸之間的襯套。這種設計隨後被滾動軸承替代，就是用很多圓柱形的滾子替代原先的襯套，每個滾動體就像一個單獨的車輪。

㈦ 深溝球軸承軸向載荷怎麼計算多大的軸承能承受200Kg的軸向力

深溝球軸承理論不受軸向力，所以無法計算。

特點是摩擦阻力小，轉速高，能用於承受徑向負荷或徑向和軸向同時作用的聯合負荷的機件上，也可用於承受軸向負荷的機件上，例如小功率電動機、汽車及拖拉機變速箱、機床齒輪箱，一般機器、工具等。

當增大軸承徑向游隙時，具有一定的角接觸球軸承的性能，可以承受徑、軸向聯合載荷。在轉速較高又不宜採用推力球軸承時，也可用來承受純軸向載荷。與深溝球軸承規格尺寸相同的其它類型軸承比較，此類軸承摩擦系數小，極限轉速高。但不耐沖擊，不適宜承受重載荷。

(7)怎麼計算齒輪箱軸承座孔處的載荷擴展閱讀：

軸承內並答族圈舉斗與軸使緊配合，外圈與軸承座孔是較松配合時，可用壓力機將軸承先壓裝在軸上，然後將軸連同軸承一起裝入軸承座孔內，壓裝時在軸承內圈端面上，墊一軟金屬材料做的裝配套管（銅或軟鋼），軸承外圈與軸承座孔緊配合。

內圈與軸為較松配合時，可將軸承先壓入軸承座孔內，這時裝配套管的外徑應略小於座孔的直徑。如果軸承套圈與軸及座孔都是緊配合時，安裝室內圈和外圈要同時壓入軸和座孔，裝配套管的結絕弊構應能同時押緊軸承內圈和外圈的端面。

㈧ 軸承座中心高度怎樣計算

內外圈溝徑之和除以2。軸承座中辯汪心高度計算公侍配式是內外圈溝徑之和除以2，軸承座引是一種可以接受綜合載荷、構造特別的大型和特大型軸承座，其具有構造緊湊、回轉靈敏、裝置維護方便等特點，老灶指有軸承的地方就要有支撐點，軸承的內支撐點是軸，外支撐就是常說的軸承座。

㈨ 求二級圓柱斜齒輪減速器的說明書還有cad圖紙，根據我的數據來算

設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V
表一:
題號

參數 1 2 3 4 5
運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
捲筒直徑（mm） 250 250 250 300 300
二. 設計要求
1.減速器裝配圖一張(A1)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。
3.設計說明書一份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封和談設計
11. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，清空故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速答棚瞎器（展開式）。
傳動裝置的總效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率,為第一對軸承的效率，
為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，
為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算)。
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝=82.76r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）       總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82.76＝17.40
（2）       分配傳動裝置傳動比
＝×
式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57
根據各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1）各軸轉速
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
  ＝＝626.09/3.24＝193.24r/min
  ＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
==82.93 r/min
（2）各軸輸入功率
＝×＝3.25×0.96＝3.12kW
  ＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
  ＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：  
＝×0.98=3.06 kW
＝×0.98=2.84 kW
＝×0.98=2.65kW
＝×0.98=2.52 kW
各軸輸入轉矩
=×× N·m
電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.25/1440=21.55 N·
所以: ＝×× =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m
=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
輸出轉矩：＝×0.98=46.63 N·m
＝×0.98=140.66 N·m
＝×0.98=305.12N·m
＝×0.98=281.17 N·m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.25 21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.設計V帶和帶輪
⑴確定計算功率
查課本表9-9得：
,式中為工作情況系數， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.
⑵選擇帶型號
根據，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶．
⑶選取帶輪基準直徑
查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常取（1%～2%），查課本表8-7後取。
⑷驗算帶速v
  在5～25m/s范圍內，V帶充分發揮。
⑸確定中心距a和帶的基準長度
由於,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,
=.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距

取
⑹驗算小帶輪包角
，包角合適。
⑺確定v帶根數z
因，帶速，傳動比,
查課本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,並由內插值法得.
查課本表8-2得=0.96.
查課本表8-8,並由內插值法得=0.96
由公式8-22得

故選Z=5根帶。
⑻計算預緊力
查課本表8-4可得,故:
單根普通V帶張緊後的初拉力為

⑼計算作用在軸上的壓軸力
利用公式8-24可得:

6.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）       齒輪材料及熱處理
  ① 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=24
高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選=1.6
查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.433
由課本圖10-26
則
②由課本公式10-13計算應力值環數
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(3.25為齒數比,即3.25=)
③查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:
[]==0.93×550=511.5
[]==0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得: =1
T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09
=4.86×10N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b==49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角=14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318=1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數=1
根據,7級精度, 查課本由表10-8得
動載系數K=1.07,
查課本由表10-4得K的計算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42
查課本由表10-13得: K=1.35
查課本由表10-3 得: K==1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d=d=49.53×=51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m
   確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差  i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％5％，允許
②      計算當量齒數
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43
③       初選齒寬系數
   按對稱布置，由表查得＝1
④       初選螺旋角
  初定螺旋角 ＝14
⑤       載荷系數K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥       查取齒形系數Y和應力校正系數Y
查課本由表10-5得:
齒形系數Y＝2.592 Y＝2.211
 應力校正系數Y＝1.596  Y＝1.774
⑦       重合度系數Y
端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
＝14.07609
因為＝/cos，則重合度系數為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧       螺旋角系數Y
 軸向重合度 ＝＝1.825,
Y＝1－＝0.78
⑨       計算大小齒輪的
 安全系數由表查得S＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10
查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  
小齒輪 大齒輪
查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K=0.86 K=0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[]=
[]=

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數.於是由:
z==25.097 取z=25
那麼z=3.24×25=81
 ② 幾何尺寸計算
計算中心距 a===109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d==51.53
d==166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=30
速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33×30=69.9 圓整取z=70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K=1.6
②查課本由圖10-30選取區域系數Z=2.45
③試選,查課本由圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N=1.91×10
由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K=0.94 K= 0.97
查課本由圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[]==
[]==0.98×550/1=517
[540.5
查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24
=14.33×10N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b=d=1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m=
齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231
使用系數K=1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K=1.35 K=K=1.2
故載荷系數
K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d=d=65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1）       計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m
（2）       確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差  i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％5％，允許
（3）       初選齒寬系數
   按對稱布置，由表查得＝1
（4）      初選螺旋角
  初定螺旋角＝12
（5）      載荷系數K
K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數     
  z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 
z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797
由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y

（7）       螺旋角系數Y
 軸向重合度 ＝＝2.03
Y＝1－＝0.797
（8）       計算大小齒輪的
查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
 
查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K=0.90 K=0.93 S=1.4
[]=
[]=
計算大小齒輪的,並加以比較

                 
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數.
z==27.77 取z=30
z=2.33×30=69.9 取z=70
    ② 初算主要尺寸
計算中心距 a===102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正
   分度圓直徑
d==61.34
d==143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：
V帶齒輪各設計參數附表
1.各傳動比
V帶 高速級齒輪 低速級齒輪
2.3 3.24 2.33
2. 各軸轉速n
(r/min) (r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各軸輸入功率 P
（kw） （kw） （kw） (kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各軸輸入轉矩 T
(kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m)
47.58 143.53 311.35 286.91
 5. 帶輪主要參數
小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm）
中心距a（mm） 基準長度（mm）
帶的根數z
90 224 471 1400 5
7.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩
P=2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F=
F= F
F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B 軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C

2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取. 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環寬度,取b=8mm.

④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取.
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,
高速齒輪輪轂長L=50,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
==
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
==
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K=1+=1.82
K=1+（-1）=1.26
所以

綜合系數為： K=2.8
K=1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==K=
K=
所以
綜合系數為：
K=2.8 K=1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d=55 d=65
查表6-1取： 鍵寬 b=16 h=10 =36
b=20 h=12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 []=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K=0.5 h=5
K=0.5 h=6
由式（6-1）得：
＜[]
＜[]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚 10
箱蓋壁厚 9
箱蓋凸緣厚度 12
箱座凸緣厚度 15
箱座底凸緣厚度 25
地腳螺釘直徑 M24
地腳螺釘數目 查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑 M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10
軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10
視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8
定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8
，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34
22
18
，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50
大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15
齒輪端面與內機壁距離 > 10
機蓋，機座肋厚 9 8.5
軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+=30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=95509550333.5
查課本,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

希望對你有幫助~！

㈩ 軸承與軸之間的公差如何確定

1、以普通級（P0級）6308的軸承為例：

可以在軸承公差表中查到，軸承的外圈公差是：上差：0下差是：-0.011。

2、根據軸承的旋轉方式、承載方式：

外圈一般相對內圈固定，承載是固定承載、不是主要承載。根據這些內容，在外殼孔推薦配合表中可以查到：使用軸承座的軸承，推薦外殼孔公差帶為H8.H8公差帶：上公差+0.054，下差0.說明是間隙配合，最大間隙量：0.065，最小間隙量0。

3、軸承內圈與軸的配合：6308軸承內圈公差是：上差0，下差-0.012.根據：內圈旋轉載荷、普通載荷，得出推薦軸的配合公差帶是：m5，上差：+0.020，下差：0.009.說明：最大間隙是0.020，最大過盈量0.003。

4、綜上所述：確定軸承與軸、與外殼孔的配合，可根據軸承的旋轉形勢、載荷大小、精度等級，查詢一系列的表格，就可以輕松的得出了。需要不同的配合，也可以根據列表，作出調整。

(10)怎麼計算齒輪箱軸承座孔處的載荷擴展閱讀：

公差等級的選擇

與軸承配合的軸或軸承座孔的公差等級與軸承精度有關。與P0級精度軸承配合的軸，其公差等級一般為IT6，軸承座孔一般為IT7。對旋轉精度和運轉的平穩性有較高要求的場合(如電動機等)，應選擇軸為IT5，軸承座孔為IT6。

公差帶的選擇

當量徑向載荷P分成「輕」、「正常」和「重」載荷等幾種情況，其與軸承的額定動載荷C之關系為：輕載荷P≤0.06C正常載荷0.06C。

軸公差帶安裝向心軸承和角接觸軸承的軸的公差帶參照相應公差帶表。就大多數場合而言，軸旋轉且徑向載荷方向不變，即軸承內圈相對於載荷方向旋轉的場合，一般應選擇過渡或過盈配合。

靜止軸且徑向載荷方向不變，即軸承內圈相對於載荷方向是靜止的場合，可選擇過渡或小間隙配合(太大的間隙是不允許的)。

外殼孔公差帶安裝向心軸承和角接觸軸承的外殼孔公差帶參照相應公差帶表。選擇時注意對於載荷方向擺動或旋轉的外圈，應避免間隙配合。當量徑向載荷的大小也影響外圈的配合選擇。

軸承座結構形式的選擇滾動軸承的軸承座除非有特別需要，一般多採用整體式結構，剖分式軸承座只是在裝配上有困難，或在裝配上方便的優點成為主要考慮點時才採用，但它不能應用於緊配合或較精密的配合，又如公差等級為IT6或更精密的座孔，都不得採用剖分式軸承座。