同济大学减速箱机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计目录设计任务书1一.总体布置简图1二.工作情况1三.原始数据：(题号一)1四设计内容1五设计任务2设计说明书2一 .传动方案的拟定2二电动机的选择22.1 电动机类型选择22.2 电动机功率的选择22.3电动机额定转速的选择32.4 确定电动机的型号32.5电动机的主要参数4三计算传动装置的运动和动力参数43.1 总传动比的确定及各级传动比的分配43.2 各轴转速，转矩与输入功率4四传动件的设计计算54.1 高速级齿轮传动设计54.2 低速级齿轮传动设计124.3 齿轮参数汇总表19五. 轴的设计计算205.1 高速轴设计205.2 中间轴设计265.3 低速轴设计31六. 滚

2、动轴承的选择及计算376.1 减速器各轴选用轴承代号汇总376.2各轴滚动轴承校核38七. 键联接的选择及校核计算417.1 减速器各轴选用键汇总417.2 各轴上键的校核42八联轴器的选择43九. 减速器附件的选择439.1 箱体结构形式及材料439.2减速器零件的位置尺寸（单位：mm）449.3 减速器箱体主要结构尺寸如下表：449.4 主要附件作用及形式45十.润滑与密封4810.1 齿轮传动的润滑4810.2 轴承的润滑与密封48十一.设计小结49十二.参考资料目录50设 计 计 算 及 说 明结 果设计任务书题目五：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器一.总体

3、布置简图二.工作情况工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运转三.原始数据：(题号一)运输带拉力卷筒的直径运输带速度带速允许偏差使用年限工作制度20003000.9552四设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 滚动轴承的选择；5. 键和联轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制；7. 设计计算说明书的编写。五设计任务1. 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）2. 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）3. 设计计算说明书一份设计说明书一 .传动方案的拟定传动方案分析：电动机从高速级输入，经减速器两级减速后，从低速级输出至工作机。二电动机的选

4、择2.1 电动机类型选择 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.2 电动机功率的选择(1） 工作机所需功率 由2P7 公式2-2(2） 电动机输出功率由2P7 公式2-4根据2 P7表2-4 弹性联轴器的效率 取一对滚动轴承的效率 取圆柱齿轮传动的效率 取卷筒轴滑动轴承效率 取则由2P196表20-1选取电动机额定功率 取 2.3电动机额定转速的选择为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。卷筒转速由2P7公式2-3由2P4表2-1查得单极圆柱齿轮传动比范围则电动机转速可选范围由2P8公式2-62.4 确定电动机的型号初选同步转速

5、取或的电动机进行比较：方案电动机型号额定功率kW电动机转速r/min电动机质量kg传动装置的传动比同步满载1Y122M-62.210009404516.402Y100L1-42.2150014203424.78的电动机传动比较小,初选方案：初选 即选择Y122M-6 型电动机2.5电动机的主要参数电动机型号额定功率kw最大转矩额定转矩满载转速r/min直径（mm）Y122M-6222.2940 28 三计算传动装置的运动和动力参数3.1 总传动比的确定及各级传动比的分配(1） 理论总传动比(2） 分配传动装置传动比对于展开式两级卧式圆柱齿轮减速器，为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比

6、和低速级传动比可按下列方法分配： (高速级齿轮的传动比为,低速级齿轮的传动比为)故可取则得高速级传动比为，则3.2 各轴转速，转矩与输入功率设定： 电动机轴为0轴高速轴为轴 中间轴为轴低速轴为轴（1） 各轴转速 （2）各轴输入功率，即（3）各轴转矩各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·m)传动比电动轴9402.0921.231第I轴9402.0721.034.43第II轴212.21.9989.563.70第III轴57.31.91318.33四传动件的设计计算4.1 高速级齿轮传动设计原始数据：输入转矩 小齿轮转速 齿数比 工作情况 工作有

7、轻震，经常满载，空载启动，单向运转设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数和螺旋角1 该齿轮为斜齿圆柱齿轮2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为，二者材料硬度差为4初选小齿轮齿数 大齿轮齿数取整5初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式：由1P218式10-21 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm由1P205表10-7得：齿宽系数 由1P201表10-6得：材料的弹性影响系数 Mpa1/2 由1 P217图10-30得

8、：区域系数 由1P215 图10-26插值得：端面重合度 ， 应力循环次数： 由1P207图10-19得：接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力取安全系数 则取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数 （4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 使用系数 由1P193表10-2得：根据电动机驱动，工作有轻震得 动载系数 由1P210表10-8得：根据、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系 由1P196表10-4根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、，得 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系由1P198图10-13得：根据， 得 齿向载荷分配系

9、数、由1P195表10-3得：假设，根据7级精度，软齿面传动，得则（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 由1P201式(10-5)1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 由1P217图10-28得：根据纵向重合系数，得：（3）弯曲疲劳系数KFN由1P206图10-18得： （4）疲劳强度极限由1P209图10-21d得：接触疲劳强度极限 由1P209图10-20c弯曲疲劳强度极限 由1 P209图10-21d接触疲劳强度极限 由1 P209图10-20c 弯曲疲劳强度极限 （5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由1P205式(10

10、-12)得（6）计算当量齿数ZV（7）查取齿型系数 应力校正系数由1P201表10-5 计算得： （8）计算大小齿轮的 并加以比较 比较<所以大齿轮的数值大，故取2 计算四 分析对比计算结果因为经常满载且有轻震，则可取来满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得来计算应有的， 取整 取整五 几何尺寸计算1 计算中心距将圆整为112mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多,故,等不必修正3 计算大小齿轮的分度圆直径、 4 计算齿轮宽度 取整； 六 验算 与初设相符，设计符合要求七 结构设计 1 小齿轮的结构设计由后面的轴的设计知，轴与小齿轮配合处的轴径为34

11、mm,若配合处采用键连接，则有小齿轮的齿根圆半径为 由2P140表14-1得：应选键 齿轮的端面模数为则齿根圆到键槽底部的距离为 根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴做成一体，即齿轮轴。其结构见下图。 2 大齿轮的结构设计 大齿轮的齿顶圆直径为 即，则由2P66表9-2选择下图的腹板式结构，采取自由锻方式加工。由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。由2P66表9-2得则 由轴过渡处圆角定 4.2 低速级齿轮传动设计原始数据输入转矩 N·mm小齿轮转速 齿数比 设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 该为斜齿圆柱齿轮2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3 为简化齿轮

12、加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为，二者材料硬度差为4 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数5 初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式：由1P218式10-21 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm由1P205表10-7得：齿宽系数 由1P201表10-6得：材料的弹性影响系数 由1 P217图10-30得：区域系数 由1P215 图10-26插值得：端面重合度 ， 应力循环次数： 由1P207图10-19得：接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力取安全系数 则取2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径

13、（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数mnt （4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 使用系数 由1P193表10-2得：根据电动机驱动，工作有轻震得 动载系数 由1P210表10-8得：根据、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系 由1P196表10-4根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、， mm，得 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系由1P198图10-13得：根据， 得 齿向载荷分配系数、由1P195表10-3得：假设，根据7级精度，软齿面传动，得则（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 由1P201式(10-5)1 确定计算参数（1

14、）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 由1P217图10-28得：根据纵向重合系数，得：（3）弯曲疲劳系数KFN由1P206图10-18得： （4）疲劳强度极限由1P209图10-21d得：接触疲劳强度极限 由1P209图10-20c弯曲疲劳强度极限 由1 P209图10-21d接触疲劳强度极限 由1 P209图10-20c 弯曲疲劳强度极限 （5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由1P205式(10-12)得（6）计算当量齿数ZV，（7）查取齿型系数 应力校正系数由1P201表10-5 计算得： （8）计算大小齿轮的 并加以比较 比较<所以大齿轮的数值大，故取。2 计算四

15、分析对比计算结果由于工作情况经常满载,且低速级转矩大,为安全考虑,取 来满足齿根弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得来计算应有的， 取整 取整五 几何尺寸计算1 计算中心距将圆整为2 按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多,故,等不必修正3 计算大小齿轮的分度圆直径、 4 计算齿轮宽度 取整； 六 验算 与初设相符，设计符合要求 七 结构设计 1 小齿轮的结构设计由后面的轴的设计知，轴与小齿轮配合处的轴径为34mm,若配合处采用键连接，则有小齿轮的齿根圆半径为 由2P140表14-1得：应选键 齿轮的端面模数为则齿根圆到键槽底部的距离为 根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴

16、分开制造， 齿轮的齿顶圆直径为 即小齿轮的齿顶圆直径小于100mm，应制成实心式。则由2P66表(9-2)选择下图的结构 由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。 则取 由轴过渡处圆角定2 大齿轮的结构设计 大齿轮的齿顶圆直径为 即，则由2P66表9-2选择腹板式结构，采取自由锻方式加工。由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。由2P66表9-2得则 由轴过渡处圆角定 4.3 齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z12041.1044.1036.107Z289182.90185.90178.90传动传动比i中心距a模数mn螺旋角齿宽b(mm)4.4311

17、2245低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z32164.9170.9157.417Z478241.09247.09243.59传动传动比i中心距a模数mn螺旋角齿宽b(mm)3.70153365齿轮1采用齿轮轴式，齿轮3采用实心式，齿轮2、4采用腹板式自由锻五. 轴的设计计算为使中间轴受力较小，在高速级齿轮组中，小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋；在低速级齿轮组中，小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，各齿轮受力如下： 5.1 高速轴设计一、原始数据 高速轴上的功率 高速轴上的转速 高速轴上的转速 二、求作用在齿轮上的力1.高速级小齿轮尺寸 2 三、初步确定轴的最小直径选

18、取轴的材料为调质处理。根据1P370表15-3，取，于是得显然，高速轴的最小直径是安装联轴器处的直径由1P351表14-1根据工作状况有轻震，查得由1P351公式14-1联轴器的计算转矩又由于电动机的轴径，且工作状况有轻震，为减震由2P163表17-3可选择弹性套柱销联轴器，则高速轴四轴的结构设计1 拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案 2 根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度（1） 由右端联轴器可知，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，取，为满足半联轴器的定位要求，AB段左端要制出一轴肩，取。（2） 轴承端盖的总宽度为 （由减

19、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。（3） 初步选择轴承。因轴承同时受经向和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求，根据，由2P149表15-7初步选择中窄（3）系列，标准精度级的圆锥滚子轴承，型号为30306，尺寸，故,由轴承端面与箱体壁的距离,取,则由挡油盘的长度,得 。（4） 挡油盘的轴向用轴肩定位，则,由齿轮端面与箱体壁距离大于,可取，由其他轴的结构得。（5） EF段位齿轮轴，。至此已初步确定轴的各段长度和直径。3 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的连接采用平键连接，由AB段轴径和轴的长度，根据2P140表14-1可选键为。半联轴器与轴的

20、配合为。 4 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，其余圆角均为 。5 由2P14915-7查则 各轴段直径和长度（mm）轴段ABBCCDDEEFFGGH直径2529303441.13430长度42653193.5501431总长度326.5五求轴上的载荷轴上受力图和力矩由力矩图可以看出齿轮受力面为危险截面，下面计算此处的受力状态载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T六按弯扭合成应力校核轴的强度根据1P373公式15-5，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取由1P362表15-1查得因此 ，故安全。七精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面E处过盈配合引起应力集中，此点同时受

21、弯矩和扭矩，且又和最大应力面处很近，所以E是最危险截面。（2）截面E左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr钢，调质处理。由1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1P40附表3-2查取。因 ，经插值后可查得，由1P31附图3-1查得， 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由1P42附图3-2的尺寸系数查得由1P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由1P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为又由§3-1及&

22、#167;3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按1P374公式15-6、15-7、15-8得故可知其安全。（3）截面E右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T1为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由1P43附表3-8用插入法求出，并取 轴按磨削加工，由1P44附表3-4的表面质量系数为故按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为故该轴在截面E右侧的强度也是足够的。综上，该轴的强度足够。5.2 中间轴设计一、原始数据 高速轴上的功率 高速轴上的转速 高速轴上的转速 二、求作用在齿轮上的力1.高速级小齿轮尺

23、寸 2 三、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据1P370表15-3，取，于是得 显然，中间轴的最小直径是安装轴承处的直径，由2P149表15-7初步选择中窄（3）系列，标准精度级的圆锥滚子轴承，型号为30306，尺寸，则中间轴四轴的结构设计1 拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案 2 根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度（1） 由左端圆锥滚子轴承可知，轴承长度，由齿轮配合取挡油盘长度，且为了使套筒能压紧齿轮，则。（2） 为了使套筒能压紧齿轮，则取,。（3） 齿轮的轴向用轴肩定位，则,轴环宽度，可取。至此已初步确定轴的各段长度和直径。3 轴上零件的周向定

24、位齿轮与轴的连接采用平键连接，由BC段、DE段轴径和轴的长度，根据2P140表14-1可选键为，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。 4 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，其余圆角均为 。5 由2P14915-7查则 各轴段直径和长度（mm）轴段ABBCCDDEEF直径3034423430长度49.7542126749.75总长度220.5五求轴上的载荷轴上受力图和力矩由力矩图可以看出齿轮3受力面为危险截面，下面计算此处的受力状态载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T六按弯扭合成应力校核轴的强度根据1P373公式15-5，以及轴单

25、向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取由1P362表15-1查得因此 ，故安全。七精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面D处过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面处很近，所以D是最危险截面。（2）截面D左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1P40附表3-2查取。因 ，经插值后可查得，由1P31附图3-1查得， 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由1P42附图3-2的尺寸系数查得由1P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨

26、削加工，由1P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按1P374公式15-6、15-7、15-8得故可知其安全。（3）截面D右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由1P43附表3-8用插入法求出，并取 轴按磨削加工，由1P44附表3-4的表面质量系数为故按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为故该轴在截面E右侧的强度

27、也是足够的。综上，该轴的强度足够。5.3 低速轴设计一、原始数据 高速轴上的功率 高速轴上的转速 高速轴上的转速 二、求作用在齿轮上的力1.高速级小齿轮尺寸 2 三、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为调质处理。根据1P370表15-3，取，于是得显然，低速轴的最小直径是安装联轴器处的直径由1P351表14-1根据工作状况有轻震，查得由1P351公式14-1联轴器的计算转矩由于低速轴传递扭矩大，根据2P162表17-2可选择轴孔直径凸缘联轴器，则低速轴四轴的结构设计1 拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案 2 根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度（1） 由右端联轴器可知，半

28、联轴器与轴配合的毂孔长度，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，取，为满足半联轴器的定位要求，AB段左端要制出一轴肩，取。（2） 轴承端盖的总宽度为 （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。（3） 初步选择轴承。因轴承同时受经向和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求，根据，由2P149表15-7初步选择中窄（3）系列，标准精度级的圆锥滚子轴承，型号为30311，尺寸，故,再由轴承端面与箱体壁的距离,取,则由挡油盘的长度,圆锥滚子轴承，得。由高速轴和中间轴的结构取套筒长度,为使套筒能够压紧齿轮，FG轴端长度应略小于齿轮宽度，则可

29、得。（4） 挡油盘的轴向用轴肩定位，则,由高速轴和中间轴的结构,可取。（5） 为使套筒压紧齿轮，。（6）齿轮的轴向用轴肩定位，则,轴环宽度，可取。至此已初步确定轴的各段长度和直径。3 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的连接采用平键连接，由AB段轴径和轴的长度，根据2P140表14-1可选键为，半联轴器与轴的配合为。齿轮与轴的连接也采用平键连接，由FG段轴径和轴的长度，根据2P140表14-1可选键为，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。 5 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，D、E、F截面处圆角为，其余圆角均为 。6 由2P14915-7查

30、则 各轴段直径和长度（mm）轴段ABBCCDDEEFFGGH直径45535563716055长度825743.559.5146263总长度381五求轴上的载荷轴上受力图和力矩由力矩图可以看出齿轮受力面为危险截面，下面计算此处的受力状态载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T六按弯扭合成应力校核轴的强度根据1P373公式15-5，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取由1P362表15-1查得因此 ，故安全。七精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面F处过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面处很近，所以F是最危险截面。（2）截面F左侧抗弯截面系数抗扭截面系数

31、截面左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1P40附表3-2查取。因 ，经插值后可查得，由1P31附图3-1查得， 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由1P42附图3-2的尺寸系数查得由1P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由1P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按1P374公式15-6、15-7、15

32、-8得故可知其安全。（3）截面E右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由1P43附表3-8用插入法求出，并取 轴按磨削加工，由1P44附表3-4的表面质量系数为故按1P25公式（3-12）及公式（3-12a）得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为故该轴在截面E右侧的强度也是足够的。综上，该轴的强度足够。六. 滚动轴承的选择及计算6.1 减速器各轴选用轴承代号汇总普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。由2P149表15-7和3表6-368得:

33、项目轴承型号外形尺寸（mm）计算系数额定动载荷（kN）额定静载荷（kN）dDTeYCrC0r高速轴30306307220.750.311.955.838.5中间轴30306307220.750.311.955.838.5低速轴303115512031.500.351.71451126.2各轴滚动轴承校核预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，2班制，轴承使用期限为5年。预期寿命圆锥滚子轴承受力示意图一 高速轴上滚动轴承校核1 原始数据载荷水平面H垂直面V支反力F外加轴向载荷Fe转速n2 寿命验算（1) 轴承所受的径向载荷（2) 计算轴向载荷由1p323表13-7 得： 则 （3）当量动载荷高速轴轴

34、承选用30306，由1p321表13-6得 由1p321表13-5得 (4）验算寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算取 由1p320表13-4得，（常温）由1p324公式13-15得则所选轴承可满足寿命要求。二 中间轴上滚动轴承校核1 原始数据载荷水平面H垂直面V支反力F外加轴向载荷Fe转速n2 寿命验算（1) 轴承所受的径向载荷（2) 计算轴向载荷由1p323表13-7 得： 则 （3）当量动载荷高速轴轴承选用30306，由1p321表13-6得 ,由1p321表13-5得 (4）验算寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算取 由1p320表13-4得，（常温）由1p324公式13-15得则所选

35、轴承可满足寿命要求。三 低速轴上滚动轴承校核1 原始数据载荷水平面H垂直面V支反力F外加轴向载荷Fe转速n2 寿命验算（1) 轴承所受的径向载荷（2) 计算轴向载荷由1p323表13-7 得： 则 （3）当量动载荷高速轴轴承选用30311，由1p321表13-6得 ,由1p321表13-5得 (4）验算寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算取 由1p320表13-4得，（常温）由1p324公式13-15得则所选轴承可满足寿命要求。七. 键联接的选择及校核计算7.1 减速器各轴选用键汇总普通齿轮减速器，其齿轮、半联轴器与轴的周向定位均可采用平键连接。根据轴设计时选定的键，均以45钢作为材料由2P1

36、40表14-1得：项目公称尺寸键长类别配合轴端直径转矩高速轴单圆头中间轴圆头圆头低速轴圆头单圆头7.2 各轴上键的校核一高速轴上键的校核1 键的工作长度及键与轮毂键槽的接触高度2 强度校核由1P106表6-2，取 该键安全合格二中间轴上键的校核键1 键的工作长度及键与轮毂键槽的接触高度2 强度校核由1P106表6-2，取 该键安全合格键1 键的工作长度及键与轮毂键槽的接触高度2 强度校核由1P106表6-2，取 该键安全合格三低速轴上键的校核键1 键的工作长度及键与轮毂键槽的接触高度2 强度校核由1P106表6-2，取 该键安全合格键1 键的工作长度及键与轮毂键槽的接触高度2 强度校核由1P1

37、06表6-2，取 该键安全合格八联轴器的选择高速轴联轴器由计算扭矩和电动机直径，以及有轻震的工况确定为弹性套柱销联轴器，低速轴的传动扭矩大，可确定为刚性好的凸缘联轴器。由前面的轴的设计确定的联轴器，查2P163表17-3和2P162表17-2汇总得：项目型号公称扭矩轴孔直径周孔长度高速轴2544低速轴4584九. 减速器附件的选择9.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋

38、。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200铸造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。9.2减速器零件的位置尺寸（单位：mm）代号名称取值1齿轮顶圆至箱体内壁的距离16mm2齿轮端面距箱体内壁的距离17.5mm3轴承端面距箱体内壁的距离11mm4旋转零件间的轴向距离12mm5齿轮顶圆至轴表面的距离均大于20mm6大齿轮齿顶圆距箱体内壁的距离40mm7箱底至箱底内壁的距离20mmH减速器中心高180mmL1箱体内壁至轴承座孔端面的距离55mm轴承端盖凸缘厚度L2箱体内壁轴向距离157mmL3箱体轴承座孔端面间的距离267mm9.3

39、 减速器箱体主要结构尺寸如下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚=0.025a+810mm箱盖壁厚11=0.02a+810mm箱体凸缘厚度b、b1、b2b=1.5，b1=1.51，b2=2.515mm,15mm,25mm加强肋厚m、m1m=0.85，m1=0.8518.5mm,8.5mm地脚螺钉直径f0.036a+1216mm地脚螺钉数目na250，n=4a>250500，n=6a>500，n=84轴承旁连接螺栓直径d10.75f12mm箱盖、箱座连接螺栓直径d20.50.6f8mm轴承盖螺钉直径和数目d3、n2表9-9具体尺寸见后文轴承盖外径D22表9-9.9-10，sD2观察孔盖螺

40、钉直径d40.30.4f6mmdf、d1、d2至箱外壁距离；df、d2至凸缘边缘距离C1、C2M8:C1min=13,C2min=11M12:C1min=18,C2min=16M16:C1min=22,C2min=20轴承旁凸台高度和半径h、R1h由结构确定；R1=C2103mm,30mm箱体外壁至轴承座端面距离l1C1+C2+51055mm 9.4 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由2P76表9-6选用通气器尺寸M18×1.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润

41、滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由2P80表9-18 符号AA1A0BB1B0d4h尺寸150180165130160145623 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，为防止搅油过大，可加上隔套。 由2P78表9-14 选用油标尺尺寸M16,其结构如图所示：4油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由2P79表9-16 选用油塞尺寸 M16×1.5符号LHade尺寸23231619.65定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位

42、销。由2P142 表14-3取 B6×406 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉2个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构如下图，尺寸取M8,长度25mm。7起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳，为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处也铸有吊耳。符号dReb尺寸18182120符号BHhbr尺寸3225.6162088轴承端盖本减速器均采用凸缘式轴承端盖，输入轴和输出轴均有一端的轴承端盖为透盖（下图为透盖的结构图），其余轴承端盖为闷盖。轴承端盖的尺寸设计参考2表9-9，相关数据如下（mm）：螺钉直径d3螺钉数DD0D2D4D5D6d0e高速轴84729211262686899.6中间轴84729211262686899.6低速轴1061201451701101151161112十.润滑与密封10.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径相差较多，故再加一带油轮润滑。（1