展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：展开式二级圆柱齿轮减速器学 院：青岛理工大学琴岛学院专业班级：机械设计制造及其自动化专业05. 3学 号：20050281004学 生：刘波指导教师：常育传青岛理工大学琴岛学院教务处2008年7月11日机械设计课程设计评阅书题目展开式二级圆柱齿轮减速器学生姓名刘波学号20050281004指导教师评语及成绩指导教师签名：年 月曰答辩评语及成绩答辩教师签名： 年 月曰教研室意见总成绩:室主任签名： 年 月曰目录前言5第一章设计说明书§ 1. 1设计题目5§ 1.2工作条件5§ 13原始技术数据（表1） 5§1.4

2、设计工作量5第二章机械装置的总体设计方案6§ 2. 1 电动机选择6§2. 1. 1选择电动机类型6§2. 1.2选择电动机容量6§ 2. 2传动比分配7§2. 1.3确定电动机转速6§2.2. 1总传动比§2.2.2分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取v. 7§ 2. 3运动和动力参数计算7§ 2. 3. 10轴（电动机轴）：7§2.3.21轴（高速轴）:7§2.3.32轴（中间轴）：8§2.3.43轴（低速轴）:8§2.3.54轴（卷筒轴）：8第

3、三章主要零部件的设计计算§ 3. 1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计9§ 3. 1. 1高速级齿轮传动设计9§3. 1.2低速级齿轮传动设计12§3.3轴系结构设计16§ 3. 3. 1 高速轴的轴系结构设计16§ 3. 3. 2 中间轴的轴系结构设计18§3. 3. 3低速轴的轴系结构设计21第四章减速器箱体及其附件的设计25§4. 1箱体结构设计25§4. 2减速器附件的设计27第五章 运输、安装和使用维护要求281、减速器的安装282、使用维护283、减速器润滑油的更换：28参考文献2830前

4、言机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实 际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械 设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零 部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练, 使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创 新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种 将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用 于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船

5、、机械、环保及 食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使 已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及 一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题 的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算 及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机 会。最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学 表示衷心的感谢。由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提 出宝贵意见。第一章设计说明书§1.1设计题目用于带式

6、运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1所示。图1§ 1.2工作条件连续单向运转，有轻微振动，空载启动，运输带速度允许速度误差为5%。使 用期限为10年，小批量生产，两班制工作。§ 13原始技术数据(表1)展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据数据组编号1234l678910运输机工作轴转矩t/ (n m)800850900950800850900800850900运输带工作速度 v/(m/s)1.21.251. 31. 351.41.451.21.31. 351.4运输带滚筒直径 d/mm360370380390400410360370380390本设计说

7、明书以第1组数据为设计依据§1.4设计工作量(1) 减速器装配图一张；(0号图纸)(2) 零件工作图二张(大齿轮，输出轴，3号图纸);(3) 设计说明书一份。第二章 机械装置的总体设计方案§ 2. 1电动机选择§2.1.1选择电动机类型按工作要求选用y系列（ip44 ）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电 动机的工作条件为：环境温度- 15-+40°c,相对湿度不超过90%,电压380v,频 率 50hz。§2. 1.2选择电动机容量p电动机所需工作功率匕（kw）为 pd= 7tn工作机所需功率化（kw）为 代二=5.4kw”9550传动装置

8、的总效率为224按机械课程设计手册表2-4确定各部分效率为：联轴器效率为= 0.99 ,闭式齿轮传动效率“2=0.96，滚动轴承7/3=0.98,卷筒效率“4=0.96,代入得n = 0.992 x 0.962 x 0.984 x 0.96 = 0.8 所需电动机功率为因载荷平稳，电动机额定功率匕略大于匕即可。由机械课程设计手册表20-1,y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率匕/为7. 5kw。§2.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速60xl000y7rd60x1000x123.14x360=63.69(r/min)通常，二级圆柱齿轮减速器为i；=860,故电动机转速的可选范围为

9、nd = ifnw = (8 60)x63.69/7min = 512 3840厂/min符合这一范围的同步转速有750 r/min, 1500r/min和3000r/min,其中减速器以 1500和looor/min的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计 手册第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表2：表2额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速mw/(r/min)电动机质量/kg总传动比1y132m-47.51500/14408122.52y16om-67.51000/97011915.2表2中，方案1与方案2相比较，

10、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量 及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案 2,即所选电动机型号为y160m-6.§2.2传动比分配§2.2. 1总传动比h*97163.69= 15.2§ 222分配传动装置各级传动比减速器的传动比2为15.2,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的a =(1.11.5兀，为了分配均匀取= 1.2i2,计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比人=4.27,低速级的传动比匚=3.56。§2.3运动和动力参数计算§ 2. 3. 1 0轴（电动机轴）：pq=pd= 7.5rw n）= 加=

11、970厂/min几=9550 勺= 73n* 加5§ 2. 3. 2 1轴(高速轴):p、= p(m = 7.5pw x 0.99 = !a25kwnx = n( = 970r/mint, = 9550- = 732vn§ 2. 3. 3 2轴(中间轴)：p2 = p血3 = 7.425rw x 0.96 x 0.98 = 6.99ew ®970.n. = = 227.2厂 / min-a 4.27j =9550- = 2942vn2§2.3.4 3轴(低速轴):p3 = p时3 = 6.99kw x 0.96 x 0.98 = 6.57kwn. = =

12、 63.8r/mint. =9550& = 983n*§ 2. 3. 5 4轴(卷筒轴)：厶=pg4 = 6.51kw x 0.99 x 0.98 = 637kw n4 = n3 = 63.8r/mint4 =9550 旦= 953.52* 加fu运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表3如下：项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速(r/min )970970227. 263. 863. 8功率（kw）7. 57.4256.996. 576. 5转矩(n*m)7373294983953. 5传动比14.273. 561效率0. 990. 940. 940. 98第三章主要零

13、部件的设计计算§ 3.1展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计§3.1.1高速级齿轮传动设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度(gb 10095-88 )。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为240hbs, 280hbs,二者材料硬度差为40hbs。4) 选小齿轮的齿数z = 20,大齿轮的齿数为乞=4.27x20 = 85.4,取g =86。2. 按齿面接触强

14、度设计由设计公式进行试算，即血 > 2.323呼.凹()2.确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数k, =1.32) 由以上计算得小齿轮的转矩tr3n3) 查表及其图选取齿宽系数叫=1,材料的弹性影响系数z” =189.8m%2,按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限巾讪=600mpa;大齿轮的接触疲劳 强度极限 <rhlim2 =55ompq.°4) 计算应力循环次数n、=60njlh =60x970x1x(2x8x300x10) = 2.7936x10 927963 =065x1()9/4.275) 按接触疲劳寿命系数匕閃=0.92k 刖2 =0966) 计算接触疲劳

15、许用应力，取失效概率为1%,安全系数s=1an ,=0.2 x 600 = 552mpa由同=上止虹得ssah 2 =0 % % 550 = 528mpqs(2)计算：1）带入（7中较小的值，求得小齿轮分度圆直径d“的最小值为2岛严l5x73x.q-x5 .m q1914.275282)圆周速度:v =- = 34x609x970 =彳皿皿60x100060x10003)计算齿宽:b 二“d、= 1 x 60.19 = 609mm4)计算齿宽与齿高比:模数:mt =如=聖丄2 = 3.0095m/? z1 20齿高:h = 2.25mf = 2.25 x 3.0095 = 6.17 mm5)厶

16、如9h 6.77计算载荷系数：根据y = 3.055m/5 ,7级精度，查得 动载系数kv =1.1对于直齿轮ka =k九=1查得使用系数k .a =1.25用插值法查得7级精度小齿轮非 对称布置时，=1.401 由纟=&89, kw =1.48可查 h得 km =1.3故载荷系数k = k/t kv k% kh0 =1.25x1.1x1-1.422 = 1.9556）按实际载荷系数校正分度圆直径:65.757 ）计算模数:z.=3.29/nj?3. 按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为2kt、确定公式内的各计算数值1）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b印=500mpa;大齿轮的弯曲

17、疲劳强度极2）查图取弯曲疲劳寿命系数=0.85,k，n2 =0.8&0.9x380l43）计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数s=l. 4,得1 _fnxfex _l fi _ s '= 0-86x500 = 307.143mp.1.4九k fn2&fn2s=244.286mp。4）计算载荷系数k.k = kakvkfakf/ =1.25x1.1 x 1 x 1.3 = 1.78755）查取齿形系数.查表得 =2.80; rz,/2 =2.21.6）查取应力校正系数.查表得 爲 i55；厶2 i7767）计算大、小齿轮的并加以比较.2.8x1.55307.143=

18、 0.014383221x1776244.286=0-016067大齿轮的数值大.设计计算m>l2xl.7875x7.3xl04lx202mm = 2.2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数2. 2,并接近圆整为标准值加= 2.5,按接触强度算得的分度圆直径d = 65.75伽，算出小齿轮齿数m 65.752.5大齿轮齿数0=4.27x26 = 112，取°=112这样设计出的齿轮

19、传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费.4. 几何尺寸计算(1) 分度圆直径：d、= z、m = 2.5 x 26 = 65mmd2 = z2m = 2.5 x 112 = 280mm(2) 中心距：d i + d °a =二2二 65 + 280 = 72.5呦2(3 )齿轮宽度:b =皿、=65mtn取 b2 = 65mm= 70mm§3.1.2 低速级齿轮传动设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度(gb 10095-88 ).

20、3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为240hbs, 280hbs,二者材料硬度差为40hbs。4) 选小齿轮的齿数z = 24,大齿轮的齿数为z2 =24x3.56 = 85.44 ,取 s - 86 o2. 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即dxt > 2.323kt ±1( s 2 d u 6 2) 确定公式内的各计算数值 1 )试选载荷系数kf =1.52 ）由以上计算得小齿轮的转矩t、=294nm_1_3）查表及其图选取齿宽系数 =1,材料的弹性影

21、响系数乙=189.8mpq 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳強度极限血=600mpa ;大齿轮的接触 疲劳强度极限7恤2 =550mpq.。4）计算应力循环次数n、= 60njlh = 60 x 227 x 1 x （2 x 8 x 300 x 10） = 0.654336 x 10 9=丛=0.654336=0 84xi09-“3.565）按接触疲劳寿命系数k/mh =096«册2 =0.996）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数s=1b j = “叽 =0.96 x 600 = 576mpa由同=上也也得55an 2 =心心讪=（）99 x 550 = 544.5mp。

22、（2）计算:1）带入<7訂中较小的值，求得小齿轮分度圆直径d卄的最小值为叽 n 2.32空烂d = 2.32.2.94x10156189,8= % %"u ahv 13.565282）圆周速度：7tdun 34x95.56x227.2 f.v = 1.1527加 / s60x100060x10003）计算齿宽：b = 血=1 x 96.56 = 96.56”4）计算齿宽与齿高比：模数： m =仏 = "% = 4.04mmz1 24齿高： h = 2.25“ = 2.25 x 4.04 = 9mm2 = 10.77 h5) 计算载荷系数：查得动载系数kv =1.1对于

23、直齿轮k% =1查得使用系数k4 =1.25用插值法查得7级精度小齿轮非 对称布置时，k/? =1.43 由- = 8.89, kg=1.43 可查 h得 k” =1.43故载荷系数k = ka心 七心k“ =1.9866) 按实际载荷系数校正分度圆直径：d、= d*3- = 96.95 x f 力j 06/nm/vi. 57 )计算模数：m = = 4a3mmz 243. 按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为(3) 确定公式内的各计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阳=500mpa-大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpq；查图取弯曲疲劳寿命系数=0.85,«阳2 =0.8 &

24、amp;计算弯 曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数s=l. 4,得=心讥0加=09x500 =321 43mpqrj, s1.4=kfmfnz = 094 x 380 = 255.14mpql fh s1.4计算载荷系数kk = kakvkfakfp =1.25x1x 1 x 1.3 = 1.78758）查取齿形系数.查表得 丫如=2.65; 丫加=2.21.9)查取应力校正系数.查表得£ht5&厶2=1力510)计算大、小齿轮的并加以比较. 2.8x1.55*】'307.143 - 2.21x1.776bl244.286sxl.7875x2.94xl05f= 0.0

25、154大齿轮的数值大.设计计算1x24?3mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关， 可取弯曲强度算得的模数3,并接近圆整为标准值加= 2.5,按接触强度算得的分 度 圆 直 径 105, 算 出 小 齿 轮 齿dx _ 105m 3大齿轮齿数 0=3.56x33 = 117,取0=117.这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强 度,并做到结构紧凑，避免浪费.4. 几何尺寸计算(1) 分度圆直径

26、：/ = z,m = 33x3 = 99mmd2 = z2m = 117 x 3 = 35 mm(2) 中心距：久+299 + 351 c*a = 225mm2 2(3) 齿轮宽度：b = 99mm取 b2 = 99,= 104m77?§3.3轴系结构设计§ 3. 3. 1高速轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求，把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分七段,其中第5 段为齿轮，如图2所示：图2由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均 为合金钢，热处理为调制处理，材料系数为110。所以，有该轴的最小轴径为：d； >a03 = 11

27、0x3 = 21.76 考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：“f几 =(1 + 6%)几=1.06x21.76 = 23.06 标准化取几=25其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段d仁c*=(1 + 6%)仏；(考虑键槽影响)ln =60262l0576第2段d】2 = ii + 2x0.()9d(由唇形密封圈尺寸确定)厶 2 = 2 厶3 b、+ / + bq + % + az30 (27. 848)50第3段£3由轴承尺寸确定(轴承预选6007 b. =14)35厶 3 二 d + bh - az2

28、5 1第4段d4 = 门 +2x0.09d|342.5(41.3)厶 4 = lq卜2 bzi145第5段dl5 =齿顶圆直径65厶5 =齿宽70第6段"16 = "14厶16 =厶410第7段d7 "1335厶 7 = $ + bh25t/itt丿f/l1hrl2仁f/l2ll=92. 5图3l2=192.5l3=402 x 7300065= 2246-15二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见图3）及受力计算fr = f“ tanan - 2245.15 x tan 20° = 817.533=兰鼻=2246.15x40 “643l 2+厶319

29、2.5 + 40f _ fy (厶 + 厶2 + 厶)巴厶3 _ (92.5 + 192.5 + 40) 817.5x40av _l2 +l3_192.5 + 40f八 j+ fa=2661.10192.5 + 40爲二九 2246.15x192.5 =应9.7 l° + l2330.38l。+ 厶 3fbv = & 仏+s+厶）+ f"=_216175三、轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便，轴承均采用正装预设轴承寿命为3年即1248011. 校核步骤及计算结果见下表：表7 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007轴承a端b端由手册查出cr、cor及e

30、、y 值cr=12. 5knc0r=8. 60kn e=0. 68计算 fs=efr （7 类）、fr/2y（3 类）fsa=1809. 55fsb=1584. 66计算比值fa/frfaa /fra>efab /frb< e确定x、y值xa= 1, ya = 0, xb =1 yb=o查载荷系数fp1.2计算当量载荷 p=fp （xfr+yfa）pa=981. 039pb=981. 039计算轴承寿命l _ 16670 <c,y9425. 45h 小于 12480h10，由计算结果可见轴承6007合格.§ 3. 3. 2中间轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据

31、结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分五段,其中第ii段 和第iv段为齿轮，如图4所示：由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均 为合金钢，热处理为调制处理，取材料系数a 0 = 110所以，有该轴的最小轴径为：d； n c, 3空=102 x q- = 34.56*n2v 227.2因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d2 = 40其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表8中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果21 - *2第1段劭2由轴承尺寸确定33. 6(轴承预选6008 b2 =15)40厶21 =也+ bh25fd22 =+

32、2x0.07 j2i45 (44. 68)第2段d22 =(1 + 12%)22(考虑键槽影响)l“ =齿宽 + > + 2.577. 5第3段23 = d22 + 2 x 00722502 = a4 -2.512. 5第4段d24=分度圆直径99厶24二齿宽109第5段25 = 2146厶25 =厶0 一 °23 一 低? 一 a22 -厶24 + 亠 +3926 = 2140第6段s = b + bh25r/二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见图5）及受力计算ll=51l2=105. 75图5l3=106由高速轴的受力分析知:2 x 7300065-= 2246.15

33、f八=f“ tanan = 2245.15 x tan 20° = 817.533、2t2 t2 d2；2 = ft2tan an = 5938.39 x tan 20° = 2167.76ah ：/厶+片2（厶2+5=6433.13厶+厶2 +厶3“：= fr2（l2+l3）-frll3 = 55924 厶+厶2 +厶3'貯 j fa, + fa=6619.40坊2厶+你（厶+乙）厶+厶2 +厶3= 5437.35fbv 二你（厶+厶2）-巴2厶= 122.53 厶+厶2 +厶3臨=曲+/v = 5438.73 =-2=901.09三、轴承的寿命校核鉴于调整间隙的

34、方便，轴承均采用正装预设轴承寿命为3年即12480h. 校核步骤及计算结果见下表：表9 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007a端b端由手册查出cr、cor及e、y 值cr=29knc0r=19. 2kn e=0. 68确定x、y值x= 1y=0查载荷系数fp1. 2计算当量载荷 p=fp (xfr+yfa)pa=4976. 72pb=5982. 60计算轴承寿命l _ 16670(cry10179. 13h 小于 12480hw n,贏心耳)丿由计算结果可见轴承6007合格，§ 3. 33低速轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，

35、共分八段，如图6所示:图6考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理，取材料系数a（）=112所以，有该轴的最小轴径为：/ > = 112x j = 52.49 y n3v 63.8考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：二（1 + 6%）£； =1.06x516 = 55.64 标准化取d“ =60其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表10低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果31vh52. 49第1段n960 (55. 64)d3x =（1 + 6%）j31 （考虑键槽影响）s （由联轴器宽度尺寸确定）142d 32 = d 31 +

36、 2 x 0.07 d 3i第2段（由唇形密封圈尺寸确定）64 (63.84)厶 2 =2-b3+1 + bo + zo + az50dp =九 + 2x 0.071/3266第3段厶3 =1616d由轴承尺寸确定70第4段(轴承预选6014c b4 =20)厶33 =s3+ bh az24“34 = “35 + *78第5段厶4 =厶）-（低zi + b低z2）/ 2 - 20第6段36 = 35 + 2 x 0.07j3688厶 35 =2020第7段dp = d% + 2 x 0.0736厶5 =齿宽+ 1080 (79. 8)119第8段38 = “34厶38 =禺+ bh7024二、

37、轴的受力分析及计算由中间轴的受力分析知:2 x 29400099= 5938.39轴的受力模型简化（见图7）及受力计算frl = ft2 tan an = 5938.39 x tan 20° = 2167.76厶+ l2=4932.22厶=2901.31厶+ l2f= 1854.42厶+几2 厶=1090.84厶+厶2©二帆/+* = 5269.315 =f刖 2 = 3099.60三、轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便，轴承均采用正装预设轴承寿命为3年即12480h. 校核步骤及计算结果见下表：表11轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6014a端b端由手册查出

38、cr. cor及e、y 值cr=9& 5knc0r=86. okn e=0. 68计算比值fa/frfaa /fra<e fab /frb> e确定x、y值xa=1 ya =0查载荷系数p1.2计算当量载荷 p=fp(xfr+yfa)pa=5796. 24pb=6759. 14计算轴承寿命l _ 16670(crv763399h 大于 12480h10,1 " ® lmax(p")丿由计算结果可见轴承6014ac. 6007均合格，最终选用轴承6014。四、轴的强度校核经分析知c、d两处为可能的危险截面, 现来校核这两处的强度：(1)、合成弯矩

39、(2 )、扭矩t图t. =910060(3) 、当量弯矩mfc = jm； +(九尸=612046(4) 、校核由手册查材料45的强度参数6/ = 59 m pcic截面当量弯曲应力：,_ me _ 612046 久-0心-0.1x(80)3= 11.95*6“由计算结果可见c截面安全。§3.3.4各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进行挤压应力的校核.一、高速级键的选择及校核：带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键b8x7,键长50, gb/t1096 联结处的材料分别为：45钢（键）、40cr（轴）二、中间级键的选择及校核：（1）高速级大齿轮处键：按照

40、轮毂处的轴径及轴长选键b14x9gb/t1096 联结处的材料分别为：20cr （轮毂）、45钢（键）、20cr（轴） 此时，键联结合格.三、低速级级键的选择及校核（1）低速级大齿轮处键：按照轮毂处的轴径及轴长选 键b22x14,键长gb/t1096 联结处的材料分别为：20cr （轮毂）、45钢（键）、45（轴）其中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其crp3 = llompa2t3 _ 2x910060 d36lk _ 80x32x7= 104.85mpa v%该键联结合格联轴器处键：按照联轴器处的轴径及轴长选 键16x10,键长100,gb/t1096 联结处的材料分别为：4

41、5钢（联轴器）、45钢（键）、45（轴）其中键的強度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其（yp4 = 0mpa27；2x910060d 56x80x5=80.25 <o-p4该键联结合格.第四章 减速器箱体及其附件的设计§ 4. 1箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=225 ）表12 箱体结构尺寸名称付百设计依据设计结 果箱座壁厚60. 025a+3=8. 99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚6 10. 02a+3>88箱座凸缘厚度b1.5613. 35箱盖凸缘

42、厚度bl1.56112箱座底凸缘厚度b22.5 622. 25地脚螺栓直径df0. 036a+1220. 1地脚螺栓数目na< 250 时，n=44轴承旁联结螺栓直 径dl0. 75df16箱盖与箱座联接螺 栓直径d 2(0. 5 0. 6)df12轴承端盖螺钉直径 和数目d3, n(0. 4-0. 5)df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4(0. 3 0. 4)df8定位销直径d(0.708) d 28轴承旁凸台半径r1c216凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准34外箱壁至轴承座端 面距离11ci+c2+ (510)42大齿轮顶圆距内壁 距离 t>1.2610齿

43、轮端面与内壁距 离 2> 610箱盖、箱座肋厚mi . mmi « 0. 85 6 1 =7. 565m « 0. 85 6 =6. 87轴承端盖凸缘厚度t(1-1.2) d310轴承端盖外径d2d+(55.5) d3120螺栓扳 手空间 与凸缘 厚度安装螺栓 直径dxm8miom12m16至外箱壁 距离clmin13161822至凸缘边 距离c2min11141620沉头座直 径dmin20242632表13减速器零件的位置尺寸代号名称荐用值代号名称荐用值 i大齿轮顶圆 距内壁距离10 7箱底至箱底 内壁得距离20口2齿轮端面与 内壁距离10h减速器得中 心高225

44、3轴承端面与 内壁距离5l1箱体内壁至 轴承座孔端 面得距离596旋转零件间 轴向距离15e轴承端盖凸 缘的厚度7 s齿轮顶圆至 箱体内壁得距离10口6大齿轮齿顶 圆至箱底内 壁的距离50§4. 2减速器附件的设计第五章运输、安装和使用维护要求1、减速器的安装（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减 速器输出轴与工作机联接吋，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴 器。联轴器不得用锤击装到轴上。（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排 除，但冷却空气循环流畅。（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于 所用联轴器的许用补偿量。（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。（5）安装好的减速器在正式使用而，应进行空载，部分额定载荷间歇运转13h后方可正式运传，运传应平稳、无冲击、无异 常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100°c； 并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障， 应及时排除。2、使用维护本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输 入功率0.856660kw,公称输宙转矩100410000n.m,不怕工况条件恶劣，是 适用性很好，应用量大面广的产品。口j通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、 纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以卜限制条件：