减速器设计说明书(张国权)

1、机械设计课程设计设计题目：二级圆柱齿轮减速器的设计 机械与自动控制学院 院（系）机械电子工程 专业 班级：09机械电子工程（1）班 学号：b09370127学生姓名：张国权 指导教师：钱 萍 完成日期： 2012 年 1 月 11 日 浙江理工大学目 录两级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计11 设计任务书11.1 设计数据及要求11.2 传动装置简图11.3 设计所需完成的工作量12 传动方案的拟定23 电动机的选择23.1 选择电动机的类型23.2 选择电动机功率23.3 确定电动机的转速33.4 电动机的主要尺寸34 传动比的计算及分配44.1 总传动比44.2 分配传动比45 传动装置的运动

2、、动力参数计算45.1各轴转速45.2各轴功率55.3各轴转矩55.4主要传动数据56 减速器内传动的设计计算66.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算66.1.1选择材料、热处理方式和公差等级66.1.2 初步计算传动的主要尺寸66.1.3 确定传动尺寸76.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度8齿根弯曲疲劳强度条件为86.1.5 计算齿轮传动其他几何尺寸96.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算106.2.2 初步计算传动的主要尺寸106.2.4按齿根弯曲疲劳强度校核126.3 齿轮设计主要参数147 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算157.1 高速级齿轮传动的作用力157.2 低速级齿轮传动的作用力167.3

3、 主要数据如下178 减速器装配图的设计178.1 合理布置图画178.2 绘出齿轮的轮廓尺寸178.3 箱体内壁189 轴的设计计算189.1中间轴的设计计算189.1.1已知条件189.1.2选择轴的材料189.1.3初算直径189.1.4结构设计199.1.5键连接209.2 高速轴的设计计算219.2.1已知条件219.2.2选择轴的材料219.2.3初算直径219.2.4结构设计219.2.5结构设计229.3低速轴的设计计算249.3.1已知条件249.3.2选择轴的材料249.3.3初算直径249.3.4结构设计259.3.5键连接269.3.6轴的受力分析269.3.7校核轴强

4、度279.3.8校核键强度289.3.9校核轴承寿命289.4 轴设计的主要参数309.4.1 轴的数据309.4.2 联轴器的选择319.4.3 轴承的选择3110 减速器箱体的结构尺寸3210.1 箱座高度3210.2 箱体壁厚3210.3 轴承座螺栓凸台的设计3210.4 设置加强肋板3310.5 箱盖外轮廓的设计3310.6 箱体凸缘尺寸3310.7 箱体具体尺寸3311 润滑油的选择与计算3512 装配图与零件图3512.1 附件的设计与选择3512.1.1检查孔及检查孔盖3512.1.2 油面指示装置3512.1.3 通气器3612.1.4 放油孔及螺塞3612.1.5 起吊装置3

5、6、12.1.6 定位销3612.27绘制装配图和零件图3613 设计小结36两级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计1 设计任务书1.1 设计数据及要求 表1.1 设计数据及要求f（n）d（mm）v(m/s)动力来源滚筒效率载荷特性工作年限55004501.4电力0.96单向较平稳8年 其中： f带的工作拉力，n；d滚筒直径，mm；v运输带工作速度，m/s。1.2 传动装置简图图1-1 二级减速器传动简图1电动机；2、4联轴器；3二级展开式圆柱齿轮减速器；5卷筒；6输送皮带1.3 设计所需完成的工作量（1） 减速器装配图1张（a1图纸）；（2）箱盖或箱座零件图1张（a2图纸）；（3）输出轴零件图1张

6、（a3图纸）；（4）输出轴上大齿轮零件图1张（a3图纸）；（5）设计说明书1份，每人分别对一根轴及轴上的键、齿轮和轴承进行强度校核和寿命计算，五人不能计算同一根轴与同一对齿轮。 2 传动方案的拟定一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能需求外，还应当工作可靠，结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方面，要完全满足这些功能要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体使用情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以参考文献2第3页中的带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境下工作，方b结构

7、紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于长期连续工作，且制造成本高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应好，但宽度较大。方案d具有方案c的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。综合考虑本次设计的要求，选择c方案。传动简图见图1。3 电动机的选择3.1 选择电动机的类型根据用途选用y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。3.2 选择电动机功率输送带所需功率为 （3-1）由表2-4得，一对轴承效率，斜齿圆柱齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率为则电动机到工作机间的总效率为（3-2）电动机所需工作功率为 查表20-12选取电动机的额定功率3.3 确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为 （3

8、-3）查表2-21，两级圆柱斜齿轮减速器传动比推算电动机转速范围为查表20-12得，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。而1500r/min、3000r/min的电动机转速高，会使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加，故选用转速为1000r/min的电动机进行试算，其满载转速为970r/min ，其型号为y160l-6 。表3-1电机方案方案电动机型号额定功率（）电动机转速电动机质量（）同步满载y100l1-41115001460123y112m-6111000970147而1500r/min的电动机转速高，会使传动装置

9、的总传动比、结构尺寸和重量增加，故选用转速为1000r/min的电动机进行试算，其满载转速为970r/min ，其型号为y160l-6 。3.4 电动机的主要尺寸表3-2得电动机的主要尺寸hdfgeledg38512864511042374 传动比的计算及分配4.1 总传动比 (4-1)4.2 分配传动比因为输入轴与输出轴直接与联轴器相连，所以传动比不变，减速器的传动比，因为，所以取，所以，5 传动装置的运动、动力参数计算5.1各轴转速 (5-1) (5-2) (5-3) (5-4)5.2各轴功率 (5-5) (5-6) (5-7) (5-8) 5.3各轴转矩 (5-9) (5-10) (5-

10、11) (5-12) (5-13)5.4主要传动数据 表5-1轴的传动数据轴名功率/转矩/转速/传动比效率电机轴9.3491.9697010.99轴9.24791.049704.780.97轴8.696409.24202.933.410.95轴8.1791312.5459.5110.96卷筒轴7.7731247.3959.516 减速器内传动的设计计算6.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到该减速器，功率大、工作速度低、所以选用铸钢作为大小齿轮的材料，查机械设计手册3得选用zg310-570（gb/t 11352-1989）材料。由表10-1得小齿轮调

11、质处理，大齿轮调质处理，小齿轮齿面硬度，,选用7级精度。6.1.2 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 （6-1）1）小齿轮传递转矩为2）因值未知，值不能确定，可初步选载荷系数，初选3）由表10-7，取齿宽系数4）由表10-6，得弹性系数5）初选螺旋角，由图10-30得节点区域系数6）齿数比7）初选，则，取，由图10-26则端面重合度为 轴向重合度为 （6-2）9)许用接触应力可用下式计算 （6-3）由图10-21d.c得接触疲劳极限应力为，小齿轮和大齿轮应力循环次数分别为由图10-191差得寿命系数，取安全系数,则小齿轮的许用接触应力为 （

12、6-4）大齿轮的许用接触应力为 （6-5）取，初算小齿轮的分度圆直径，得（6-6）6.1.3 确定传动尺寸1） 计算载荷系数 使用系数因，由图10-8查得动载荷系数, 由表10-4查得齿向载荷分配系数，由表10-13查得齿间载荷分配系数,则载荷系数为 （6-7）2） 对进行修正 因与有较大差异，故需对由计算出的进行修正，即 （6-8）3）确定模数 （6-9）取6.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 （6-10）1) 2）齿宽3）齿形系数和应力校正系数。当量齿数为 ， （6-11）由表10-5查得,由图查得,6）许用弯曲应力 （6-12）由图10-20查得弯曲疲劳极限应力为，由图

13、10-18查得寿命系数,取安全系数,故， （6-14）小齿轮（6-15）满足齿根弯曲疲劳强度。7） 取m=3. 计算传动尺寸计算齿轮参数。取，则，取。（6-16） （6-17） （6-18） （6-19） mm（6-20） mm（6-21）8）齿轮齿宽 （圆整后，）（6-22） 6.1.5 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶圆 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 6.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到该减速器，功率大、工作速度低、所以选用铸钢作为大小齿轮的材料，由表10-1得小齿轮调质处理，大齿轮调质处理，小齿轮齿面硬度，,选用7级

14、精度。6.2.2 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 （6-23）1）小齿轮传递转矩为2）因值未知，值不能确定，可初步选载荷系数，初选3）由表8-181，取齿宽系数4）由表8-191，得弹性系数5）初选螺旋角，由图9-21得节点区域系数6）齿数比7）初选，则，取，则端面重合度为 轴向重合度为 （6-24）8）由图10-19接触疲劳寿命系数，9）由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。10）由式10-13计算应力循环次数。11）由图10-19接触疲劳寿命系数，12）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.

15、01，安全系数s=1，由式10-12得1）计算小齿轮分度圆直径（6-25）2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数，齿高h。b/h=10.084）计算纵向重合度（6-26）5）计算载荷载荷系数k。已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 。由图10-13查得。由表10-3查得故载荷系数（6-27）6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 7）计算模数6.2.4按齿根弯曲疲劳强度校核 （6-28）确定计算参数：1）计算载荷系数。（6-29）2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量

16、齿数。4）查取齿形系数。由表10-5查得 ，5）查取应力校正系数。由表10-5查得 ，6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，7）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得 （6-30）8）计算大小齿轮的并加以比较。 （6-31）大齿轮的数值大。9）计算校核：（6-32）所以符合条件10）计算齿轮参数。取，则，取。 。 （调整为240mm） 11）齿轮齿宽 （圆整后，）6.2.5 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶圆 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 6.3 齿轮设计主要参数表6

17、-1 高速级齿轮传动参数33.114.0633.7558.7464.7516019284.45287.452775591表6-2 低速级齿轮传动参数55.114.356.25108.36118.3695.8611021371.51381.51359105727 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据。7.1 高速级齿轮传动的作用力1） 已知条件 高速轴传递的转矩，转速，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径2） 齿轮1的作用力 圆周力（7-1），其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力（7-2），其方向为由

18、力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为，其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（7-3）3）齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。7.2 低速级齿轮传动的作用力1) 已知条件 中间轴传递的转矩，转速，低速级齿轮的螺旋角,为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径2）齿轮3的作用力 圆周力（7-5），其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力（7-6），其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为，其方向可用左手法则确定，即用左

19、手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（7-7）3）齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。7.3 主要数据如下表7-1输入轴受力30991163290362913933522713031528表7-2输出轴受力8 减速器装配图的设计8.1 合理布置图画该减速器的装配图绘在一张a1图纸上。根据图纸大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定为1:2，采用三视图表达装配的机构。8.2 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出两级齿轮传动的轮廓尺寸，如图所示图8-1齿轮的轮廓8.3 箱体内壁在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内

20、壁、轴承端面、轴承座端面，如图所示图8-2 箱体内壁9 轴的设计计算9.1中间轴的设计计算9.1.1已知条件中间轴的传递的功率，转速，传递转矩，齿轮分度圆直径为，齿轮宽度，。9.1.2选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。9.1.3初算直径取。（9-1）9.1.4结构设计1）轴承部件的结构设计轴的初步构想设计及构想图如图5所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计图9-1 中间轴结构构想图2）轴承的选择与轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用

21、角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为30308，由表11-91，查得轴承内径，外径，宽度，内圈定位轴肩直径，外圈定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。3）轴段和轴段的设计在轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5），取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为了使套筒端面能够

22、顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取，。4）轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩宽度范围为，取其高度为，故齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为，齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁之间的距离为。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离，则轴段的长度为5）轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为，轴段的长度为6）轴上力作用点的距离轴承反力的作用点与外圈大端面的距离，9.1.5键连接齿轮2与轴段和

23、齿轮3与轴段间均采用a型普通平键连接，查表6-1得其型号为键 gb/t 1096-1990，9.2 高速轴的设计计算9.2.1已知条件高速轴的传递的功率，转速，传递转矩，齿轮1分度圆直径为，齿轮宽度。9.2.2选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。9.2.3初算直径查表9-81得，取，低速轴外伸段的直径可按下式求得：，轴与联轴器相连，有一个键槽，应增大轴径，即，圆整取。9.2.4结构设计1）轴承部件的结构设计轴的初步构想设计及构想图如图6所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计2）轴段的设计

24、轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表8-371，取=1.3，则计算转矩 （9-2）查表选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000n,半联轴器孔径d=60mm，故取=60mm，半联轴器长度l=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为图9-2 高速轴结构构想图9.2.5结构设计1.根据轴向定位和要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位要求，i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=35mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在半

25、联轴器上而不压在轴的端面上，故i-ii段的长度应比略短一些，故取2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，选择轴承型号为30306，尺寸为d*d*t=30mm*72mm*20.75mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查手册得该轴承定位轴肩高度h=6mm，因此取。3）取安装齿轮处直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑

26、脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，大齿轮与小齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，已知滚动轴承宽度t=25.25mm，大齿轮轮毂长l=55mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2.轴向零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用a型普通平键连接，vi-vii段选用平键截面b*h=10mm*8mm，长度为20mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10mm*8m

27、m*20mm，半联轴器与轴配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直接尺寸公差为m6。8）轴上力作用点的距离轴承反力的作用点与外圈大端面的距离，9.3低速轴的设计计算图9-3 低速轴结构构想图9.3.1已知条件输出轴的传递的功率，转速，传递转矩，齿轮分度圆直径为，齿轮宽度，9.3.2选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理。9.3.3初算直径查表9-81得，取（9-3）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表选用hl5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2

28、000n,半联轴器孔径d=55mm，故取=55mm，半联轴器长度l=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为9.3.4结构设计1.根据轴向定位和要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位要求，i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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，故i-ii段的长度应比略短一些，故取2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，选择轴承型号为30313，尺寸为d*d*t=65mm*140mm*36m

29、m，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查手册得该轴承定位轴肩高度h=6mm，因此取。3）取安装齿轮处直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，大齿轮与小齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，已知滚

30、动轴承宽度t=36mm，大齿轮轮毂长l=65mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2.轴向零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用a型普通平键连接，vi-vii段选用平键截面b*h=20mm*12mm，长度为85mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10mm*10mm*90mm，半联轴器与轴配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直接尺寸公差为m6。9.3.5键连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段间均采用a型普通平键连接，查表8-31得其型号分别为键 gb/t 1096-19

31、90，键 gb/t 1096-19909.3.6轴的受力分析 1）画出轴的受力分析图 轴的受力简图如图8（a）所示，2）支承反力在水平面上为 （9-4）在垂直平面上为（9-5）轴承1总支承反力为轴承2总支承反力为（9-6）3）弯矩、画弯矩图弯矩图如图3（b）、（c）、（d）所示在水平面上，剖面右侧为 剖面左侧为 在垂直平面上，剖面为 合成弯矩，剖面左侧为（9-7）剖面右侧为转矩图如图3（e）所示，图9-4低速轴的受力分析9.3.7校核轴强度因剖面右侧弯矩大，同时截面还作用有转矩，故剖面右侧为危险截面。其抗弯截面系数为（9-8）抗扭截面系数为弯曲应力为 （9-9）扭剪应力 （9-10）按弯扭合成

32、强度进行强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为（9-11）由表8-261查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-321用插值法查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求9.3.8校核键强度联轴器处的键的挤压应力为 （9-12）齿轮4处键连接的挤压应力为 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-331查得，强度足够9.3.9校核轴承寿命1）计算轴承的轴向力由表11-91查7010c轴承得，。由表9-101查7010c轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为，外部轴向力a=428.38n，各轴向力方向如图9所示所以，1被放松，2被压紧则两轴承的轴向力

33、分别为 ，图9-5 低速轴轴承的布置及受力2）计算当量动载荷由，由表11-91得，因，故，则轴承1的当量动载荷为（9-13）由，由表11-91得，因，故，则轴承2的当量动载荷为 3）校核轴承寿命因，故只需校核轴承2，,轴承在100一下工作，查表8-341得。对于减速器查表8-351得载荷系数。则轴承2的寿命为（9-14）因为，故轴承寿命足够，满足要求。9.4 轴设计的主要参数9.4.1 轴的数据 表9-1低速轴的尺寸6010562506536778282101656457.3116.9100.7 表9-2高速轴的尺寸25442850302436131.539563320.75252481.81

34、30.248.7 表9-3中间轴的尺寸3035347840934433037.560.871.545.89.4.2 联轴器的选择表9-4高速级弹性柱销联轴器型号公称转矩许用转速轴的直径电动机轴孔直径hl256026002523 表9-5低速级弹性柱销联轴器型号公称转矩许用转速轴的直径hl520002800609.4.3 轴承的选择表9-6高速轴角接触球轴承轴承代号ddtb30313651403633表9-7中间轴角接触球轴承轴承代号ddtb30308409025.523表9-8低速轴角接触球轴承轴承代号ddtb3030950801616.710 减速器箱体的结构尺寸10.1 箱座高度对于传动件

35、采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm外，还应使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。设计时，在离开大齿轮顶圆为3050mm处，画出箱体油池底面线，并初步确定箱座高度为，其中为大齿轮顶圆半径，为箱座底面至箱座油池底面的距离。10.2 箱体壁厚箱体要有合理的壁厚。轴承座、箱体底座等处承受的载荷较大，其壁厚应更厚一些。具体参数可参照表4-1。10.3 轴承座螺栓凸台的设计为提高剖分式箱体轴承座的刚度，轴承座两侧的螺栓应尽量靠近。轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距，为轴承盖外径。若s值过小，螺栓容易与轴承盖螺钉孔或箱体轴承座旁的输油沟相干涉。螺栓凸台高度与扳

36、手空间的尺寸有关。参照表3-1确定螺栓直径和c1、c2，根据c1用作图法可确定凸台高度。10.4 设置加强肋板为了提高轴承座附近箱体刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。结构见图9-42。10.5 箱盖外轮廓的设计箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，为大齿轮顶圆直径，为箱盖壁厚。通常情况下，轴承座旁螺栓凸台处于箱盖圆弧外侧。10.6 箱体凸缘尺寸箱盖与箱座联接凸缘、箱底座凸缘要有一定宽度，可参照表3-12确定。轴承座外端面应向外凸出510mm，以便于切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离为箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般减速器不大于150

37、200，大型减速器可再大些。10.7 箱体具体尺寸表10-1箱体具体尺寸名称代号尺寸高速级中心距170低速级中心距240下箱座壁厚9下箱座壁厚8下箱座剖分面处凸缘厚度13.5下箱座剖分面处凸缘厚度12地脚螺栓厚度20箱座上的肋厚7箱盖上的肋厚8地脚螺栓直径m20地脚螺栓通孔直径22地脚螺栓沉头座直径36底脚凸缘尺寸（扳手空间）1614地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓（螺钉）直径m16轴承旁连接螺栓通孔直径20轴承旁连接螺栓沉头座直径30剖分面凸缘尺寸（扳手空间）2220上下箱连接螺栓（螺钉）直径m10上下箱连接螺栓通孔直径11.5上下箱连接螺栓沉头座直径24箱缘尺寸（扳手空间）1614轴承盖螺钉直

38、径m8检查孔盖连接连接螺栓直径m6圆锥定位销直径8减速器中心高h246轴承旁凸台高度h40轴承旁凸台半径14轴承端盖外径115，89，83轴承旁连接螺栓距离s116，122，156箱体外壁至轴承座端面的距离k50大齿轮顶圆与箱体内壁间距离30齿轮端面与箱体内壁间距离1611 润滑油的选择与计算轴承选用zn-3钠基润滑脂润滑，齿轮选择n220工业齿轮油，润滑油深度为0.64，箱体底面尺寸，箱体内所装润滑油量为该减速器所传递功率为。对于二级减速器，每传递的功率，所需油量为，则该减速器所需油量为（11-1），润滑油量满足要求。12 装配图与零件图12.1 附件的设计与选择12.1.1检查孔及检查孔盖

39、窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能深入箱体进行检查操作为宜。窥视孔处应设计凸台以便加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑加以密封。查表9-182得检查孔的尺寸为，位置在中间轴的上方；检查孔盖尺寸为。12.1.2 油面指示装置油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。选用油标尺，由表9-142可查相关尺寸12.1.3 通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选用带过滤网的通气器，由表9-82可查相关尺寸。12.1.4 放油孔及螺塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺栓堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设

40、置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免油排不净。螺塞选用六角螺塞，由表9-162可查相关尺寸。12.1.5 起吊装置上箱盖采用吊耳，由表9-202可查相关尺寸。12.1.5 起盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可以凸缘联接螺钉相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑倒角或制成半球形。起盖螺钉选用，由表13-112查得相关尺寸。12.1.6 定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的直径，圆锥销的尺寸见表14-32。12.27绘制装配图和零件图选择与计算其他附件后，完成的装配图如附件一所示，减速器输出轴见附件二，输出轴上的齿轮零件图见附件三，减速器箱盖图见附件四13 设计小结。经过一周