两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明

1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明涂膜抑制花生仁贮藏过程中黄曲霉毒素含量的研究Hefei University课程设计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 目录第 1 章机械设计课程设计任务书11.1.设计题目11.2.设计数据11.3.设计要求11.4.设计说明书的主要内容21.5.课程设计日程安排2第 2 章传动装置的总体设计32.1.传动方案拟定32.2.电动机的选择32.3.计算总传动比及分配各级的传动比42.4.运动参数及

2、动力参数计算4第 3 章传动零件的设计计算63.1.V带传动设计63.2.高速级齿轮传动设计93.3.低速级齿轮传动设计133.4.齿轮结构设计18第 4 章轴的设计计算214.1.轴的材料选择214.2.轴的结构设计214.3.轴的校核24第 5 章滚动轴承的选择及校核计算285.1.滚动轴承的选择285.2.滚动轴承校核28第 6 章键联接的选择及计算306.1.键连接的选择306.2.键连接的校核30第 7 章联轴器的选择与校核327.1.低速轴上联轴器的选择与校核32第 8 章减速器润滑方式和密封类型选择33第 9 章减速器附件的选择和设计34第 10 章减速器箱体设计35设计小结37

3、参考文献38iiii第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%。图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)77500.453001.3. 设计要求1.减速器装配图A0 一张2.零件图2张3.设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说

4、明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段12月20月20日1天2)传动装置总体设计阶段12月20日12月20日1天3)传动装置设计计算阶段12月21日12月23日3天4)减速器装配图设计阶段12月24日12月30日5天5)零件工作图绘制阶段12月31日 1月 4日2天6)设计计算说明书编写阶段1月 5日 1月 6日1天7)设计总结和答辩1月 7日1天40第 2 章 传动装置的总体设计2.

5、1. 传动方案拟定如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1工作，通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上，带动运输带4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间

6、轴承润滑较困难2.2. 电动机的选择项 目计算及说明结 果1、电动机类型选择2、电动机功率计算3、电动机转速4、选择电动机型号1、电动机类型选择Y系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2、电动机所需功率计算由电动机至运输带的传动总效率为=0.79（其中：V带轮的传动效率0.96；滚动轴承的传动效率0.98 ；齿轮的传动效率0.97；联轴器的传动效率0.99； 滚筒的传动效率0.96） 故电动机所需的功率为：3、电动机转速总传动比i=16160，故电动机转速可选范围为 =458.374583.74、选择电动机型号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应

7、选电动机型号为Y132M2-6。同步转速为1000r/min；满载转速nm=960r/min；额定功率为P=5.5KW。Pd=4.40KWn=28.65r/minY132M2-6满载转速为960r/minP=5.5KW2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比项 目计算及说明结 果1、总传动比计算2、传动比分配1、总传动比计算2、传动比分配选取带轮传动比为；则减速器传动比为；根据指导书图12查得高速级齿轮传动比为；则低速级齿轮传动比为2.4. 运动参数及动力参数计算项 目计算及说明结 果1、转速计算2、功率计算3、转矩计算1、各轴转速计算轴；轴；轴；卷筒轴2、各轴功率计算 轴输入功率； 轴输入功

8、率； 轴输入功率； 卷筒轴输入功率3、各轴转矩计算 轴输入转矩； 轴； 轴 卷筒轴则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率0.98）表3 传动装置运动和动力参数轴名效率P（KW）转矩T(N·m)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.4043.819602.300.96I 轴4.234.1496.7394.80417.39II 轴4.023.94391.73383.8997.984.260.95III 轴3.823.741273.561248.0928.653.420.95卷 筒轴3.713.631235.6112

9、10.9028.651.000.97第 3 章 传动零件的设计计算3.1. V带传动设计项 目计算及说明结 果已知数据1、确定设计功率2、选择V带型号3、确定V带的基准直径和4、验算带的速度5、确定中心距和V带基准长度6、计算小轮包角7、确定V带根数z8、确定初拉力9、计算作用在轴上的压力Q10、带轮结构设计已知数据：额定功率P=5.50KW；转速n=960r/min；传动比i0=2.301、确定设计功率设计功率表达式为：式中：P所需传递的名义功率（KW）,即为电机功率30KW;工作情况系数，按教材表选取=1.1。所以：=1.105.5=6.05KW。2、选择V带型号V带的型号看根据设计功率和

10、小带轮转速选取。根据教材图7.11 普通V带选型图，可知应选取B带。3、确定V带的基准直径和一般取大于等于许用的最小带轮基准直径,所选带轮直径应圆整为带轮直径系列表。根据教材表7.7知：故根据教材表7.3对小带轮直径圆整可取=125mm。于是 故根据教材表7.3对大带轮直径圆整可取=280mm。其传动比误差，故可用。4、验算带的速度由可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈小，所需带的根数愈少，设计时应使。对于C型带=25m/s，根据带的公式可求得：故符合要求。5、确定中心距和V带基准长度根据初步选取中心距: 根据上述要求应取：=380mm 计算V带基准长度： 1411.98mm由教材表7.2

11、选V带基准长度=1600mm。则实际中心距为：6、计算小轮包角根据教材式7.3得到：7、确定V带根数z带的根数z愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般z<10，否则应改选型号，重新设计或改用联组V带。其计算公式为： 式中 包教修正系数，考虑包角对传动能力的影响，由教材表7.8查取=0.95； 带长修正长度，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由教材表7.2查取=0.92； V带基本额定功率，由教材表7.3查取=1.66； 功率增量，0.23KW（其中，弯曲影响系数，教材表7.4知=1.9875 传动比系数，由教材表7.5知=1.1373）。则带的根数 3.65故应取z=4根。

12、8、确定初拉力是保证带传动正常工作的重要因素，它影响带的传动能力和寿命。过小易出现打滑，传动能力不能充分发挥。过大带的使用寿命降低，且轴和轴承的受力增大。初拉力计算如下： 200.33N 式中 mV带每米长度的质量，由教材表7.1查取m=0.10kg/m。9、计算作用在轴上的压力Q压力Q等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两边的拉力差，可以近似地按带两边所受初拉力的合力来计算。压力Q的计算公式如下： 带初次安装在带轮上时，所需初拉力要比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，通常取： 10、带轮结构设计(1)、带轮材料：选用HT200(2)、带轮结构尺寸：小带轮dd1 = 125mm>2

13、.5d =2.5´35=87.5mm，dd1<300mm （其中d为电动机输出轴的直径） 大带轮dd2 =280mm<300mm。 因此大、小带轮均采用腹板式。=1.1=6.05KWB带=125mm=280mm=6.28m/s符合要求=1600mm=474.01mm0.23KWz=4根200.33NQ=均为腹板式3.2. 高速级齿轮传动设计项 目计算及说明结 果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、初步确定主要参数3、齿根弯曲疲劳强度计算4、齿轮参数计算5、齿面接触疲劳强度计算已知数据：额定功率P1=4.23KW；转速n1=417.39r/min； 传动比i1

14、=4.26。1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级(1)、齿轮材料:故此处大小齿轮均选择40Cr，采用硬齿面。(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与正火的大齿轮配对，故由教材表8.2得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理。大小齿轮面硬度均为50HRC。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用7级精度。2、初步确定主要参数 (1)、小齿轮传递转矩； (2)、小齿轮齿数Z1=17,大齿轮齿数Z2=71； (3)、传动比误差，故符合条件； (4)、螺旋角=12º； (5)、齿宽系数，由教材P144表8.6查得； (6)、端面重合

15、度； (7)、轴面重合度。3、齿根弯曲疲劳强度计算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计： 式中各参数如下所示： (1)、式中：使用系数KA=1.00，由教材P130表8.3查得；动载系数Kvt=1.20； 齿向载荷分布系数K=1.07，由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数K=1.20，由教材表8.4查得。 (2)、小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数。 (3)、小齿轮的齿形系数YF1=2.89,由教材P139图8.19查得， 大齿轮的齿形系数YF2=2.28,由教材P139图8.19查得。 (4)、小齿轮应力修正系数YS1=1.56，由图8.20查得， 小齿轮应力修正系数YS

16、2=1.78，由图8.20查得。 (5)、重合度系数Y=0.72，由教材P140图8.21查得。 (6)、螺旋角系数Y=0.94，由教材P143图8.26查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力，大齿轮的许用弯曲应力式中：小齿轮寿命系数YN1=1.00，由图8.30查得， 大齿轮寿命系数YN2=1.00，由图8.30查得， 小齿轮应力循环次数次大齿轮应力循环次数次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1=360Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2=360Mpa， 安全系数SF=1.25，由P147表8.7查得。 则初步算得小、大齿轮的模数分别为： 由于，则初步选取=2.79mm。算得小齿轮运动速

17、度为： 由教材P131图8.7查得KV=1.16， 对其进行修正，修正模数, 根据教材P124表8.1对其圆整为。4、齿轮参数计算 中心距 圆整为 修整螺旋角 所以：小齿轮分度圆直径； 大齿轮分度圆直径； 小齿轮宽度b2=27mm；大齿轮宽度b1=34mm。5、齿面接触疲劳强度计算 由式（8.20）：进行校核式中各参数：(1)、K、T1、b、d1、i1值同前。(2)、由表8.5查得弹性系数。(3)、由图8.14查得节点区域系数。(4)、由图8.15查得重合度系数。(5)、由图8.24查得螺旋角系数。(6)、许用接触应力 其中：由图8.29查得寿命系数；由图8.28查得接触疲劳极限应力；由表8.

18、7查得安全系数。所以：故满足齿面接触疲劳强度。40Cr硬齿面小齿轮调质大齿轮正火7级精度Z1=17Z2=71=2.79mmd1=52.16mmd2=217.84mmb2=27mmb1=34mm=1200Mpa=840.20Mpa合格3.3. 低速级齿轮传动设计项 目计算及说明结 果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、初步确定主要参数3、齿根弯曲疲劳强度计算4、齿轮参数计算5、齿面接触疲劳强度计算已知数据：额定功率P2=4.02KW；转速n2=97.98r/min； 传动比i2=3.42。1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级(1)、齿轮材料:故此处大小齿轮均选择40Cr，采用硬齿

19、面。(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与正火的大齿轮配对，故由教材表8.2得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理。大小齿轮面硬度均为50HRC。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用7级精度。2、初步确定主要参数 (1)、小齿轮传递转矩； (2)、小齿轮齿数Z1=19,大齿轮齿数Z2=64； (3)、传动比误差，故符合条件； (4)、螺旋角=12º； (5)、齿宽系数，由教材P144表8.6查得； (6)、端面重合度； (7)、轴面重合度。3、齿根弯曲疲劳强度计算 因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设

20、计： 式中各参数如下所示： (1)、式中：使用系数KA=1.00，由教材P130表8.3查得；动载系数Kvt=1.20； 齿向载荷分布系数K=1.07，由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数K=1.20，由教材表8.4查得。 (2)、小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数。 (3)、小齿轮的齿形系数YF1=2.78,由教材P139图8.19查得， 大齿轮的齿形系数YF2=2.34,由教材P139图8.19查得。 (4)、小齿轮应力修正系数YS1=1.55，由图8.20查得， 小齿轮应力修正系数YS2=1.73，由图8.20查得。 (5)、重合度系数Y=0.71，由教材P140图8.21查得。 (6)、

21、螺旋角系数Y=0.94，由教材P143图8.26查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力，大齿轮的许用弯曲应力式中：小齿轮寿命系数YN1=1.00，由图8.30查得， 大齿轮寿命系数YN2=1.00，由图8.30查得， 小齿轮应力循环次数次大齿轮应力循环次数次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1=360Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2=360Mpa， 安全系数SF=1.25，由P147表8.7查得。 则初步算得小、大齿轮的模数分别为： 由于，则初步选取=4.06mm。算得小齿轮运动速度为： 由教材P131图8.7查得KV=1.11， 对其进行修正，修正模数, 根据教材P124表8.1对其

22、圆整为。4、齿轮参数计算 中心距 圆整为 修整螺旋角 所以：小齿轮分度圆直径； 大齿轮分度圆直径； 小齿轮宽度b2=39mm；大齿轮宽度b1=46mm。5、齿面接触疲劳强度计算 由式（8.20）：进行校核式中各参数：(1)、K、T2、b、d1、i2值同前。(2)、由表8.5查得弹性系数。(3)、由图8.14查得节点区域系数。(4)、由图8.15查得重合度系数。(5)、由图8.24查得螺旋角系数。(6)、许用接触应力 其中：由图8.29查得寿命系数；由图8.28查得接触疲劳极限应力；由表8.7查得安全系数。所以：故满足齿面接触疲劳强度。40Cr硬齿面小齿轮调质大齿轮正火7级精度Z1=19Z2=6

23、4=4.06mmd1=77.83mmd2=262.17mmb2=39mmb1=46mm=1200Mpa=931.88Mpa合格高速级和低速级各个齿轮参数整理如下：表4 齿轮参数表格（除齿数未注尺寸；mm）名称小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4模数3344齿数17711964螺旋角12.01º12.01 º12.45 º12.45 º分度圆直径52.16217.8477.83262.17齿宽27343946中心距1351703.4. 齿轮结构设计3.4.1高速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=3

24、/cos=3.07mm端面压力角=端面齿顶高系数=1cos=0.978端面顶隙系数=0.25cos=0.245齿顶高=0.9783.07=3.00mm齿根高=（0.980+0.245）3.00=3.676mm全齿高=3.00 +3.676=6.676mm齿顶圆直径=52.16+23=58.16mm齿根圆直径=52.16-23.676=44.81mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=25mm，则小齿轮处的键选择为8725。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离所以I轴为齿轮轴，如图3所示。2、大齿轮结构设计由于=217.84mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所示（具体由教材图8.2

25、3a所示）。齿顶圆直径=217.84+23=223.84mm齿根圆直径=217.84-23. 676=210.49mm其相关尺寸如下：图2 腹板式齿轮结构图=1.6d=1.645=72mm=-10=217.84-103=187.84mm=0.5(+)=129.92mm=0.25(-)=28.96mm=(2.54) =34=12mmC=(0.20.3)b=5.2mm8.6mm,取C=7mm。选齿轮轴腹板式结构=72mm=187.84mm=129.92mm=12mmC=7mm3.4.2低速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=4/cos=

26、4.09mm端面压力角=端面齿顶高系数=1cos=0.976端面顶隙系数=0.25cos=0.244齿顶高=0.9764.09=4.00mm齿根高=（0.976+0.244）4.09=4.99mm全齿高=4.00 +4.99=8.99mm齿顶圆直径=77.83+24=85.83mm齿根圆直径=77.83-24.99=67.85mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=44mm，则小齿轮处的键选择为12836。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离所以轴为齿轮轴，如图4所示。2、大齿轮结构设计由于=262.17mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所示。齿顶圆直径=262.17+24=27

27、0.17mm齿根圆直径=262.17-24.99=252.19mm其相关尺寸与上述高速级大齿轮设计相同，求得：=112mm =280mm=170mm =29mm=16mm C=10mm。选齿轮轴腹板式结构=72mm=280mm=170mm=16mmC=10mm第 4 章 轴的设计计算4.1. 轴的材料选择项 目计算及说明结 果轴的材料根据工作条件，初选轴的材料为45号钢，、轴为40Cr，均调质处理。4.2. 轴的结构设计项 目计算及说明结 果1、轴的结构设计2、轴的结构设计3、轴的结构设计1、轴的结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=108） 考虑到有一个键直径需加大5

28、%，取整为。(2)、各轴段直径的确定图3 输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。：最小直径，安装带轮的外伸段取25mm。：轴承端盖处直径为30mm。：所以轴径取35mm。：过渡台阶段为42mm 。：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。d:过渡台阶处，取42mm。：滚动轴承处，同样取轴径为35mm。(3)、各轴段长度确定：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取故取50mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取63mm。：由轴承及挡油环确定，取29mm。：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取61mm。：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为34mm。：过渡轴段取为8mm。：由轴

29、承及挡油环确定，取29mm。2、轴的结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=105）考虑到有一个键直径需加大5%，则取整为。(2)、各轴段直径的确定图4 中间轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。 ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。：轴肩处取为54mm。：高速级大齿轮轴段取45mm。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。(3)、各轴段长度确定：由轴承，挡油盘及套筒确定取38mm。：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为34mm。：轴段过渡处取11mm。：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小2，取为24mm

30、。：由轴承，挡油盘、套筒及结构确定，取44mm。3、轴的结构设计(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=97） 考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。(2)、各轴段直径的确定图5 输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。：最小轴径处连接联轴器决定，取为55mm。：轴承端盖处轴段取60mm。：安装轴承处取轴径为65mm。：过渡台阶段取76mm。：齿轮轴肩处取82mm。：低速级大齿轮处取70mm。：轴承端盖处轴段取60mm。(3)、各轴段长度确定：由联轴器确定，取110mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取60mm。：由轴承、挡油环确定，取35mm。：过

31、渡台阶段取44mm。：齿轮轴肩处取为 8mm。：比低速级大齿轮轮毂宽度小2，取为38mm。：由轴承，挡油环、套筒及装配关系确定取48mm。=25mm=30mm=35mm=42mmd=42mm=35mm=50mm=63mm=29mm=61mm=34mm=8mm=29mm=40mm=54mm=45mm=40mm=38mm=34mm=11mm=24mm=44mm=55mm=60mm=65mm=76mm=82mm=70mm=60mm=110mm=60mm=35mm=44mm=8mm=38mm=48mm4.3. 轴的校核项 目计算及说明结 果已知数据1、轴的受力分析2、计算弯矩3、校核轴的强度已知数据：

32、以低速轴为例进行校核，T=1273.56N·m。1、轴的受力分析 (1)、计算支撑反力齿轮圆周力： 齿轮轴向力： 齿轮径向力： 根据作图求得跨距为：图6 轴的受力分析在水平面上： 由式可知的方向与假设方向相反。在垂直平面上：轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力2、计算弯矩在水平面上剖面左侧 剖面右侧 在垂直平面上合成弯矩剖面左侧剖面右侧3、校核轴的强度剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面的左侧为危险面。由附表10.1得:抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力 对于调质处理的40Gr钢，由表10.1查得:键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得: 。绝对尺

33、寸系数，由附图10.1查得: 。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得: 所以求得安全系数 :查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。合格。第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算5.1. 滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴35mm角接触型滚动轴承7207AC轴40mm角接触型滚动轴承7208AC轴65mm角接触型滚动轴承7213AC5.2. 滚动轴承校核项 目计算及说明结 果已知数据1、计算轴承轴向力2、计算当量载荷3、校核轴承寿命已知数据：以低速轴轴承为例，由机械设计手册查7213AC轴承的。1、计算轴承轴向力图7 轴

34、承布置及受力图 由机械设计第五版表11.13查得7213AC轴承内部轴向力计算公式，则轴承I、II的内部轴向力为：以及的方向如图6所示。与同向。+=3402.14+2144.99=5547.13N,故+>，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可知轴承I将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=5547.13N,=3402.12N。比较两轴承的受力：因,故只需校核轴承I。2、计算当量载荷由,查表11.12得。由机械设计第五版表11.12得X=0.41,Y=0.87当量动载荷3、校核轴承寿命轴承在100摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五版表1

35、1.10得。故轴承I的寿命预期寿命显然，故满足要求。合格第 6 章 键联接的选择及计算6.1. 键连接的选择本设计中采用了普通A型平键和普通B型平键连接，材料均为45钢，具体选择如下表所示：表5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴25mmA型键1轴45mmB型键1轴55mmA型键170mmB型键16.2. 键连接的校核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核3、轴上键的校核1、轴上键的校核 带轮处的键连接压力为： 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知，显然，,故强度足够。2、轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。3、轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力

36、为： ，显然，,故强度足够。 (2)、齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。合格合格合格合格第 7 章 联轴器的选择与校核7.1. 低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为55mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为LX4联轴器JA55112GB/T5014-2003。其公称转速为2500N·m，许用转速为3870r/min，轴孔长度为112mm，故符合要求，可以使用。第 8 章 减速器润滑方式和密封类型选择1、润滑方式的选择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11查得润滑油可采用代号为L-

37、AN22的全损耗系统用油GB 443-1989。根据机械设计手册表7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492-1989。2、密封类型的选择减速器的密封方式采用毡圈油密封。第 9 章 减速器附件的选择和设计1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。其结构设计如装配图中所示。2. 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工

38、成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其结构设计如装配图中所示。3.油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 其结构设计如装配图中所示。4.通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 其结构设计如装配图中所示。5 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起

39、箱盖。其结构设计如装配图中所示。7.定位销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。第 10 章 减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单，拔模方便。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm）序号名称符号尺寸关系结果1箱座壁厚=7.25mm82箱盖壁厚=6.4mm83箱座凸缘厚度124箱盖凸缘厚度125箱座底凸缘厚