一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

新余学院《机械设计课程设计》任务书专业机械设计制造及自动化 学生姓名 刘金龙 班级13机制本1班 学号1301211036 指导教师胡宾伟老师 起止日期2015/12/7-2015/12/18 机械设计课程设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置的一级直齿圆柱齿轮减速器设计二、设计数据：已知输送带的有效拉力F(N)，减速器的输出转速n(r∕min)、允许误差5%、输送机滚筒的直径D(mm)，减速器的设计寿命为10年，工作条件；两班工作制，常温下连续工作，空载启动，工作载荷平稳，单向运转，三相交流电源，电压为380∕220V，一级减速器,原始数据如表原始数据FnD2950N250r/min380mm三、设计任务：1.根据原始数据确定电动机的功率与转速，计算传动比，并进行运动及动力参数计算。2进行传动零件的强度计算，确定其主要参数.。3.对减速器进行结构设计，并绘制一级减速器的装配图及主要零件图。4.对低速轴上的轴承、键以及轴等进行寿命计算和强度校核。5.对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图。6.编写设计计算说明书。指导教师：胡宾伟2015年12月7日TOC\o"1-3"\h\u20870机械设计课程设计任务书 149681绪论 2281461.1摘要 291401.2选题的目的和意义 21322机械传动装置的总体设计 3177262.1确定传动方案

395312.2选择电动机 3316662.2.1选择电动机类型 3210442.2.2选择电动机的额定功率

3187932.2.3电动机转速的选择 467332.2.4确定电动机的型号 5204912.3传动比的分配 745472.4计算传动装置的运动和动力参数 7202703传动零件的设计 9196833.1箱外传动件（V带设计） 9145493.2减速器内传动件的设计（齿轮传动设计） 11289253.2.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 1148633.2.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮 11210513.2.3主要参数选择和几何尺寸计算 13221883.2.4齿根校核 14115463.3轴的设计 15163813.3.1高速轴的设计 15165143.3.2低速轴的设计 19246633.3.3确定滚动轴承的润滑和密封 21301703.3.4回油沟 2227473.3.5确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置 22283013.3.6确定轴承座孔的宽度L 22132253.3.7确定轴伸出箱体外的位置 22191563.3.8确定轴的轴向尺寸 22269493.4滚动轴承的选择与校核计算 23234973.4.1高速轴承的校核 23280683.4.2低速轴承的校核 24171623.5键联接的选择及其校核计算 2431693.5.1选择键的类型和规格 24216213.5.2校核键的强度 25199413.6联轴器的扭矩校核 26293783.7减速器基本结构的设计与选择 26322763.7.1齿轮的结构设计 2697423.7.2滚动轴承的组合设计 27269403.7.3滚动轴承的配合 27254893.7.4滚动轴承的拆卸 2724083.7.5轴承盖的选择与尺寸计算 27307313.7.6润滑与密封 29285704箱体尺寸及附件的设计 30211774.1箱体尺寸 30203334.2附件的设计 3273714.2.1检查孔和盖板 3223524.2.2通气器 32106774.2.3油面指示器 32116464.2.4放油螺塞 33283644.2.5定位销 3337974.2.6起盖螺钉 33258734.2.7起吊装置 33227255设计总结 3536136参考文献 36机械设计基础课程设计1绪论1.1摘要齿轮减速机是按国家专业标准ZBJ19004生产的外啮合渐开线斜齿圆柱齿轮减速机，齿轮减速机是我国广泛运用在华东地区、华东地区、用于塔引入式起重机机械的回转机构，广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。齿轮减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。随着减速机行业的不断发展，越来越多的企业运用到了减速机。1.2选题的目的和意义减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：①—均匀载荷;②—中等冲击载荷;③—强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。2机械传动装置的总体设计2.1确定传动方案

本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为V带传动和一级闭式齿轮传动，其传动装置见下图。

2.2选择电动机2.2.1选择电动机类型电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.2.2选择电动机的额定功率

已知的带式输送机的性能参数如下表输送带工作拉力F/N输送带工作速度卷筒直径D/mm2950N250r/min380mm1、工作机所需要的功率为：Pw=Fv/1000,式中：v=πDn/60*1000=3.14*380*250/60*1000=4.972m/sPw=Fv/1000=2950*4.972/1000=14.667Kw2、从电动机到工作机的传动总效率为：其中、、、、分别为V带传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和滚筒的效率，查取《机械基础》P459的附录3选取=0.95、=0.97（8级精度）、=0.99（球轴承）、=0.995、=0.96故3、电动机所需功率为Pd=/ɳ=14.667Kw/0.862=17.016Kw又因为电动机的额定功率查《机械基础》P499的附录50，选取电动机的额定功率为17.5kW，满足电动机的额定功率。2.2.3电动机转速的选择传动滚筒轴工作转速：Nω=v*60*1000/πD=4.972m/s*60*1000/3.14*380mm=250.02r/min查《机械基础》P459附录3，V带常用传动比为i1=2~4，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=3~5（8级精度）。根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、…in之间的关系是i=i1i2…in，可知总传动比合理范围为i=6~20。又因为，故电动机的转速可选择范围相应为符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。2.2.4确定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较，查看下表：综合考虑选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y180M-4。得到电动机的主要参数，见下表：电动机的技术数据电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y180M-418.5150014702.02.22.3传动比的分配1、传动系统的总传动比i总电动机选定后，根据电动机的满载转速nm和工作机的转速nw即可确定传动系统的总传动比I，即i总=nm/nw=1470/250≈5.882、总传动比等于各传动比的乘积i总=i带×i齿取i带=2（普通V带i=2～4）因为：i总=i带×i齿,所以：i齿＝5.88/2≈2.943、分配各级传动比各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。根据V带的传动比范围i1=2~4，初选i1＝3.042，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~5（8级精度），且符合了在设计带传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使带传动比小于齿轮传动比，即i带<i齿。2.4计算传动装置的运动和动力参数计算各轴输入功率0轴（电动机轴）的输出功率为：P0=Ped=17.5kw1轴（减速器高速轴）的输入功率：从0轴到1轴，经过V带传动和一个联轴器，所以：P1=Pedŋ带=17.5kw*0.95=16.625kw2轴（减速器低速轴）的输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮传动，一对齿轮啮合传动，所以：p2=p1ŋ承ŋ带=16.625kw*0.99*0.97=15.96kw3轴（滚动轴）的输入功率：从2轴到3轴，经过一对轴承，一个联轴器，所以：P3=P2ŋ承ŋ联=15.96kw*0.99*0.995=15.73kw计算各轴转速输入轴的转速：n1=nm=1470r/min输出轴的转速：n2=n1/i1=1470/2=735r/min滚筒轴4的转速：n4=n3=735/3.7=198.65r/min各轴的输入转矩T(N∙m)输入轴的转矩：T1=9550P1/n1=9550×16.625/1470=108.01N∙m输出轴的转矩：T2=9550P2/n2=9550×15.96/735=207.37N∙m滚筒轴的转矩：T3=9550P3/n3=9550×15.73/198.65=756.21N∙m3传动零件的设计3.1箱外传动件（V带设计）1、确定计算功率计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的.Pca=KAP＝１.２×17.5kW＝21kW其中，Pca为计算功率，KA＝１.２；2、选择V带的带型①根据计算的功率Pca和小带轮转速n1，确定普通V带为A型，参考教材第九版《机械设计》。②由①可得到小带轮的基准直径范围为80mm≤dd≤100mm，再参考教材第八版《机械设计》的表8-6V带轮的最小基准直径和表8-8普通V带的基准直径系列，确定大小带轮的基准直径，应使dd1≥（dd）min，初选dd1为100mm，dd2=2dd1=200mm，则带速V1为：V1=πdd1n1/(60×1000)=3.14×100×1470/(60×1000)m/s≈7.693m/s此值在5~25m/s范围内，符合要求。③确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld。根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，通过计算，0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得：210mm≤a0≤600mm初定中心距为a0=300mm。计算相应的带长Ld0Ld0≈2a0+π/2×(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=2×300+π/2×(100+200)+(100+200)2/(4×300)=1146mm带的基准长度Ld根据Ld0，参考教材得V带的基准长度系列及长度系数KL，得Ld=1250mm。④计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为a≈a0＋(Ld－Ld0)/2=300＋(1250－1146)/2=352mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要，常给出中心距的变动范围为amin=a－0.015Ld=352－0.015×1250≈334mmamax=a+0.03Ld=352＋0.03×1250≈390mm⑤验算小带轮上的包角α1由设计经验可得，小带轮上的包角α1小于大带轮上的包角α2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使α1≥900α1≈1800－(dd2－dd1)×57.30÷a=1800－(200－100)×57.30÷352≈163.70≥900⑥确定带的根数z由式Pca=KAP得出，其中KA为工作情况系数，P为传递的功率；Pr为额定功率，由式Pr=（P0＋∆P0）×Ka×KL得出，其中P0为单根普通V带所能传递的最大功率，Z=Pca/Pr=KAP/[（P0＋∆P0）×Ka×KL]≈6为了使各根V=6根带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定，符合要求。⑦确定带的初拉力F0下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材得：p=0.1kg/m。F0min=500×(2.5－Ka)Pca/Kazv＋qv2=500×(2.5－0.96)×3.6/(0.96×6×5.02)＋0.1×5.022≈98.39N对于新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min，则初拉力应选F0=1.5（F0）min。⑧计算带传动的压轴力FpFp=2zF0sin(α1/2)=2×6×1.5×98.39×sin(163.70/2)=1.75kN其中，α1为小带轮的包角。3.2减速器内传动件的设计（齿轮传动设计）3.2.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级①齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械基础》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度260HBS；大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为220HBS。②精度等级初选减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据《机械设计学基础》P145表5－7，初选8级精度。3.2.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：确定载荷系数K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》P147表5－8，得K的范围为1.4~1.6，取K＝1.5。小齿轮的转矩接触疲劳许用应力ⅰ）接触疲劳极限应力由《机械设计学基础》P150图5－30中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得45钢的调质处理后的极限应力为=600MPa，=560MPaⅱ）接触疲劳寿命系数ZN应力循环次数公式为N=60njth工作寿命每年按300天，每天工作8小时，故th=(300×10×8)=24000hN1=60×466.798×1×24000=6.722×108查《机械设计学基础》P151图5－31，且允许齿轮表面有一定的点蚀ZN1=1.02ZN2=1.15ⅲ)接触疲劳强度的最小安全系数SHmin查《机械设计学基础》P151表5－10，得SHmin＝1ⅳ）计算接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得ⅴ）齿数比因为Z2=iZ1，所以ⅶ）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》P326表14－12，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。取。ⅵ）计算小齿轮直径d1由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得④圆周速度v查《机械设计学基础》P145表5－7，v1<2m/s，该齿轮传动选用9级精度。3.2.3主要参数选择和几何尺寸计算齿数对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选取。为了使重合度较大，取z1＝20，则z2＝iz1＝80。使两齿轮的齿数互为质数，最后确定z2=81。模数m标准模数应大于或等于上式计算出的模数，查《机械基础》P311表14－1，选取标准模数m=3mm。分度圆直径d中心距a齿轮宽度b大齿轮宽度小齿轮宽度其他几何尺寸的计算（，）齿顶高由于正常齿轮，所以齿根高由于正常齿所以全齿高齿顶圆直径齿根圆直径3.2.4齿根校核齿根弯曲疲劳强度的校核公式为齿形系数YF根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24弯曲疲劳许用应力计算公式ⅰ)弯曲疲劳极限应力根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》P154图5－33的MQ取值线查得，ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN根据N1=6.722>和N2=>，查《机械设计学基础》P156图5－34得，YN1=1,YN2=1ⅲ)弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》P151表5－10，取SFmin＝1.2。ⅳ）弯曲疲劳许用应力将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。3.3轴的设计3.3.1高速轴的设计①选择轴的材料和热处理采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力，。初步计算轴的直径由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min其中，A取112。考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则查《机械基础》P458附录1，取d=25mm轴的结构设计高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装和固定要求，初步确定轴的结构。设有7个轴段。1段：该段是小齿轮的左轴端与带轮连接，该轴段直径为25mm，查《机械基础》P475附录23，取该轴伸L1＝60mm。2段：参考《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=28mm。此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。3段：此段装轴承，取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=30mm。选用深沟球轴承。查《机械基础》P476附录24，此处选用的轴承代号为6306，其内径为30mm，宽度为19mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取此段长L3=17mm。4段与6段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为2mm，则d4=d6=d3+2h=33mm，长度取5mm，则L4=L6＝5mm。5段：：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径d=60mm可知，d6=60mm。因为小齿轮的宽度为70mm，则L5=70mm。7段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。由上可算出，两轴承的跨度L＝mm高速轴的轴段示意图如下：⑤按弯矩复合强度计算A、圆周力：B、径向力：ⅰ）绘制轴受力简图ⅱ）绘制垂直面弯矩图轴承支反力：由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为如图ⅲ）绘制水平面弯矩图ⅳ）绘制合弯矩图ⅴ）绘制扭转图转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，ⅵ）绘制当量弯矩图截面C处的当量弯矩：ⅶ)校核危险截面C的强度轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的C处，W＝0.1d43所以轴强度足够。3.3.2低速轴的设计①选择轴的材料和热处理采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力，。②初步计算轴的直径由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min计算轴径公式：即：其中，A取106。考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则查《机械基础》P458附录1，取d=30mm轴的结构设计根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴的结构，初步确定低速轴的结构。设有6个轴段。1段：此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据《机械基础》P482附录32，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为32mm，轴孔长度为60mm。根据联轴器的轴孔长度，又由《机械基础》P475附录23，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝58mm。2段：查《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=mm此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。3段：取轴肩高度h为2.5mm，则d3=d2+2h=35+2mm。此段装轴承与套筒。选用深沟球轴承。查机械基础P476附录24，此处选用的轴承代号为6208，其内径为40mm，宽度为18mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取套筒长度为10mm，则此段长L3=（18-2）+10+2=28mm。4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=mm。因为大齿轮的宽度为60mm，则L4=60-2=58mm5段：取轴肩高度h为2.5mm，则d5=d4+2h=50mm，长度与右面的套筒相同，即L5=10mm。6段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。由上可算出，两轴承的跨度L＝。低速轴的轴段示意图如下：按弯矩复合强度计算A、圆周力：B、径向力：ⅰ）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZⅱ)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为受力图：ⅲ）截面C在水平面上弯矩为：ⅳ）合成弯矩为：ⅴ）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：ⅵ)校核危险截面C的强度轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的C处，W＝0.1d43所以轴强度足够。3.3.3确定滚动轴承的润滑和密封由于轴承周向速度为1m/s<2m/s，宜用轴承内充填油脂来润滑。滚动轴承外侧的密封采用凸缘式轴承盖和毡圈来密封。3.3.4回油沟由于轴承采用脂润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设回油沟，以提高箱体剖分面处的密封性能。3.3.5确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置因为轴承采用脂润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为10mm，并设置封油盘，以免润滑脂被齿轮啮合时挤出的或飞溅出来的热油冲刷而流失。3.3.6确定轴承座孔的宽度L，为箱座壁厚，，为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械基础表19-1得，取＝8mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。3.3.7确定轴伸出箱体外的位置采用凸缘式轴承盖，LH3型弹性柱销联轴器，高速轴轴承盖所用螺栓采用规格为GB/T5782M630，低速轴采用螺栓采用规格为GB/T5782GB/T5782M835为了方便在不拆卸外接零件的情况下，能方便拆下轴承盖，查《机械基础》附录33，得出A、B的长度，则：高速轴：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速轴：L2>(A-B)=45-38=7mm由前设定高速轴的L=60mm，低速轴的可知，满足要求。3.3.8确定轴的轴向尺寸高速轴（单位：mm）：各轴段直径D1D2D3D4D5D6D725283033603325各轴段长度L1L2L3L4L5L6L7606017570517低速轴（单位：mm）：各轴段直径D1D2D3D4D5D6323540455040各轴段长度L1L2L3L4L5L65860285810173.4滚动轴承的选择与校核计算根据《机械基础》P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取10年，一年按300天计算，Th=(300×10×8)=24000h3.4.1高速轴承的校核选用的轴承是6306深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。因为Fa1=0N，Fr1=518.8N，则查《机械基础》P407表18－5得，X=1，Y=0。查《机械基础》p406表18-3得：ft=1，查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3，Cr=20.8KN；则所以预期寿命足够，轴承符合要求。3.4.2低速轴承的校核选用6208型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。因为Fa2=0N，Fr2=492N，则查《机械基础》P407表18－5得，X=1，Y=0。查《机械基础》p406表18-3得：ft=1，查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3，Cr=22.8KN；则所以预期寿命足够,轴承符合要求。3.5键联接的选择及其校核计算3.5.1选择键的类型和规格轴上零件的周向固定选用A形普通平键，联轴器选用B形普通平键。高速轴（参考《机械基础》p471、附录17，《袖珍机械设计师手册》p835、表15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径25mm，轴长为60mm，查得键的截面尺寸b＝8mm，h＝7mm根据轮毂宽取键长L＝40mm高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。低速轴：根据安装齿轮处轴径，查得键的截面尺寸，根据轮毂宽取键长。根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，取键长L=50mm。根据轮毂宽取键长L＝72mm（长度比轮毂的长度小10mm）3.5.2校核键的强度①高速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力：ⅰ）键的剪切强度键的剪切强度足够。ⅱ）键联接的挤压强度<键联接的挤压强度足够。②低速轴两键的校核低速轴装齿轮轴段的键的校核：键上所受作用力：ⅰ）键的剪切强度键的剪切强度足够。ⅱ）键联接的挤压强度键联接的挤压强度足够。B、低速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力：ⅰ）键的剪切强度键的剪切强度足够。ⅱ）键联接的挤压强度键联接的挤压强度足够。3.6联轴器的扭矩校核低速轴：选用弹性套柱销联轴器，查《机械基础》P484附录33，得许用转速[n]＝3800r/min则n2＝116.7r/min<[n]所以符合要求。3.7减速器基本结构的设计与选择3.7.1齿轮的结构设计①小齿轮：根据《机械基础》P335及前面设计的齿轮尺寸，可知小齿轮齿根圆直径为52.5mm，根据轴选择键的尺寸h为7，则可以算出齿根圆与轴孔键槽底部的距离x=mm，而2.5，则有x<2.5，因此应采用齿轮轴结构。3.7.2滚动轴承的组合设计①高速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。②低速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。3.7.3滚动轴承的配合高速轴的轴公差带选用j6，孔公差带选用H7；低速轴的轴公差带选用k6，孔公差带选用H7。高速轴：轴颈圆柱度公差/P6=2.5，外壳孔/P6=4.0；端面圆跳动轴肩/P6=6，外壳孔/P6=10。低速轴：轴颈圆柱度公差/P6=4.0，外壳孔/P6=6；端面圆跳动轴肩/P6=10，外壳孔/P6=15。轴配合面Ra选用IT6磨0.8，端面选用IT6磨3.2；外壳配合面Ra选用IT7车3.2，端面选用IT7车6.3。3.7.4滚动轴承的拆卸安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。3.7.5轴承盖的选择与尺寸计算①轴承盖的选择：选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT150制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。②尺寸计算Ⅰ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算A、高速轴：选用的轴承是6306深沟型球轴承，其外径D＝72mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查《机械基础》P423计算公式可得：螺钉直径d3＝8，螺钉数n＝4B、低速轴：选用的轴承是6208型深沟型球轴承，其外径D＝80mm。尺寸为：螺钉直径8，螺钉数4图示如下：Ⅱ）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。3.7.6润滑与密封①齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。②滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1m/s<2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。③润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。④密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。4箱体尺寸及附件的设计4.1箱体尺寸采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=151.5mm，取整160mm总长度L：总宽度B：总高度H：箱座壁厚：，未满足要求，直接取8mm箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm箱座凸缘厚度b：=1.5*8=12mm箱盖凸缘厚度b1：=1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8mm箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空间：C1＝18mm，C2＝16mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：低速轴上的轴承：轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承：低速轴上的轴承：轴承旁凸台半径R1：箱体外壁至轴承座端面距离：地脚螺钉直径：地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4轴承旁螺栓直径：凸缘联接螺栓直径：,取＝10mm凸缘联接螺栓间距L：，取L＝100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6,n＝4低速轴上的轴承：d3=8，n＝4检查孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n=4启盖螺钉直径d5（数量）：（2个）定位销直径d6（数量）：（2个）齿轮圆至箱体内壁距离：，取＝10mm小齿轮端面至箱体内壁距离：，取＝10