机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

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：学 生: 指导教师： 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说明书2 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 日答辩评语及成绩 答辩教师签名： 年 月 日教研室意见总成绩 ： 室主任签名： 年 月 日机械设计课程设计说明书3 目录目录前前 言言.4第一章第一章 设计说明书设计说明书.51.11.1 设计题目.51.21.2 工作条件.51.31.3 原始技术数据（表 1） .51.41.4 设计工作量.5第二章 机械装置的总体设计方案.62.1 电动机选择.62.1.1 选择电动机类型.6 62.1.2 选择电动机容量.6 62.1.3 确定电动机转速.6 62.2 传动比分配.72.2.1 总传动比.7 72.2.2 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 72.32.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算.7 72.3.1 0 轴（电动机轴）： .7 72.3.2 1 轴（高速轴）： .7 72.3.3 2 轴（中间轴）： .8 82.3.4 3 轴（低速轴）： .8 82.3.5 4 轴（卷筒轴）： .8 8第三章 主要零部件的设计计算.93.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计.93.1.1 高速级齿轮传动设计.9 93.1.2 低速级齿轮传动设计.12123.3 轴系结构设计.163.3.1 高速轴的轴系结构设计 .16163.3.2 中间轴的轴系结构设计 .18183.3.3 低速轴的轴系结构设计.2121第四章第四章 减速器箱体及其附件的设计减速器箱体及其附件的设计.254.1 箱体结构设计 .254.2 减速器附件的设计 .27第五章第五章 运输、安装和使用维护要求运输、安装和使用维护要求.281、减速器的安装、减速器的安装 .282、使用维护、使用维护 .283、减减速速器器润润滑滑油油的的更更换换：.28参参 考考 文文 献献.28小小 结结.30机械设计课程设计说明书4 前前 言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、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综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。 机械设计课程设计说明书5第一章第一章 设计说明书设计说明书1.11.1 设计题目用于带式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 1.21.2 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。使%5用期限为 10 年，小批量生产，两班制工作。1.31.3 原始技术数据（表 1）表表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据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12345678910运输机工作轴转矩T/(Nm)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本设计说明书以第本设计说明书以第 1 1 组数据为设计依据组数据为设计依据1.41.4 设计工作量设计工作量（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。机械设计课程设计说明书6第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案2.12.1 电动机选择2.1.12.1.1 选择电动机类型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，相对湿度不超过 90%，电压380V，频率 50HZ。2.1.22.1.2 选择电动机容量选择电动机容量电动机所需工作功率（kW）为 dPwdPP 工作机所需功率（kW）为 wPkWTnPww4 . 59550传动装置的总效率为 4432221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，99.01闭式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得96. 0298. 0396. 048 . 096. 098. 096. 099. 0422所需电动机功率为kWkWPPwd5 . 78 . 04 . 5因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表edPdP20-1，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 7.5kW。edP2.1.32.1.3 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速min)/(69.6336014. 32 . 1100060100060rDvnw通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为6082 imin/3840512min/69.63)608(rrninwd机械设计课程设计说明书7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 1000r/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：表表 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响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/(r/min)mn电动机质量/kg总传动比1Y132M-47.51500/14408122.52Y160M-67.51000/97011915.2表 2 中，方案 1 与方案 2 相比较，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。2.22.2 传动比分配2.2.12.2.1 总传动比总传动比2 .1569.63971wmanni2.2.22.2.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 15.2,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级21)5 . 11 . 1 (ii 212 . 1 ii 的传动比，低速级的传动比。27. 41i56. 32i 2.32.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算2.3.12.3.1 0 0 轴（电动机轴）：轴（电动机轴）：mNnPTrnnkWPPmd739550min/9705 . 7000002.3.22.3.2 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）：mNnPTrnnkWkWPP739550min/970425. 799. 05 . 711101101 机械设计课程设计说明书82.3.32.3.3 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）：mNnPTrinnkWkWPP2949550min/2 .22727. 497099. 698. 096. 0425. 722211232122.3.42.3.4 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）：mNnPTrinnkWkWPP9839550min/8 .6357. 698. 096. 099. 633322332232.3.52.3.5 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）：mNnPTrnnkWkWPP5 .9539550min/8 .6337. 698. 099. 057. 6444344234 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第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算3.13.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计机械设计课程设计说明书93.1.13.1.1 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，大齿轮的齿数为，取20z4 .852027. 42z。862z2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .)(1.32. 23211HEdtzuuKTd(1)确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数3 . 1tK2) 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 7313) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d218 .189 MPaZE按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳MPaH6001lim强度极限。.5502limMPaH4)计算应力循环次数 911107936. 2)1030082(19706060hjLnN 9121065. 027. 47963. 2NN5) 按接触疲劳寿命系数 92. 01HN96. 02HN6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 得 SNlimMPaSMPaSHNHHNH52855096. 05526002 . 0lim221lim11机械设计课程设计说明书10（2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为H1td19.60)5288 .189(27. 427. 51103 . 75 . 132. 2.)(1.32. 23243211HEdtzuuKTd2) 圆周速度： smndt/055. 310006097019.6014. 310006013) 计算齿宽： mmdbtd19.6019.60114) 计算齿宽与齿高比： 模数: mmdmtt0095. 32019.6011 齿高: mmmht77. 60095. 325. 225. 2 89. 877. 619.60hb5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查得 动载系数 sm/055. 31 . 1V 对于直齿轮 1FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25. 1A非对称布置时， 由， 401. 1H89. 8hb48. 1H可查得 3 . 1F 故载荷系数 955. 1422. 111 . 125. 1HHVA6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmddtt75.655 . 1955. 119.6033117） 计算模数： mmdm29. 32075.65113按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为机械设计课程设计说明书11 32112FSaFadYYzKTm(1)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大齿轮的弯曲疲劳强度极;5001MPaFE限;MPaFE38022) 查图取弯曲疲劳寿命系数;88. 0,85. 021FNFNKK3) 计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPaSKMPaSKFNFNFFEFNF286.2444 . 13809 . 0143.3074 . 150086. 02221114) 计算载荷系数 K. 7875. 13 . 111 . 125. 1FFVAKKKKK5) 查取齿形系数. 查表得 .21. 2;80. 221FaFaYY6) 查取应力校正系数.查表得 776. 1;55. 121SaSaYY7) 计算大、小齿轮的并加以比较.FSaFaYY 016067. 0286.244776. 121. 2014383. 0143.30755. 18 . 2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大.(2)设计计算 mmmmm2 . 2201103 . 77875. 12324 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m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,按接触强度算得的5 . 2m分度圆直径,算出小齿轮齿数mmd75.651机械设计课程设计说明书12 ，265 . 275.6511mdz 大齿轮齿数 ，取.1122627. 42z1122z 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： mmmdmmmd2801125 . 265265 . 22211（2）中心距： mmdda5 .172228065221（3）齿轮宽度： mmdbd651取 mmB652mmB701 3.1.23.1.2 低速级齿轮传动设计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） 。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，大齿轮的齿数为，取24z44.8556. 3242z。862z2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .)(1.32. 23211HEdtzuuKTd2) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数5 . 1tK机械设计课程设计说明书132） 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 29413） 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d218 .189 MPaZE按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触MPaH6001lim疲劳强度极限。.5502limMPaH4） 计算应力循环次数 91110654336. 0)1030082(12276060hjLnN 91210184. 056. 3654336. 0NN5) 按接触疲劳寿命系数 96. 01HN99. 02HN6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 得 SNlimMPaSMPaSHNHHNH5 .54455099. 057660096. 0lim221lim11（2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为H1td56.96)5288 .189(56. 3156. 311094. 25 . 132. 2.)(1.32. 23243211HEdtzuuKTd2) 圆周速度： smndt/1527. 11000602 .22756.9514. 310006013) 计算齿宽： mmdbtd56.9656.96114) 计算齿宽与齿高比： 模数: mmdmtt04. 42456.9611 齿高: mmmht904. 425. 225. 2机械设计课程设计说明书14 77.10hb5) 计算载荷系数： 查得 动载系数 1 . 1V 对于直齿轮 1FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25. 1A非对称布置时， 由， 可43. 1H89. 8hb43. 1H查得 43. 1F 故载荷系数 986. 1HHVA6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmddtt1065 . 1986. 195.9633117） 计算模数： mmdm43. 424106113按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为 32112FSaFadYYzKTm(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大齿轮的弯曲疲劳强度;5001MPaFE极限;查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯MPaFE3802;88. 0,85. 021FNFNKK曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPaSKMPaSKFNFNFFEFNF14.2554 . 138094. 043.3214 . 15009 . 0222111计算载荷系数 K. 7875. 13 . 111 . 125. 1FFVAKKKKK8) 查取齿形系数. 查表得 .21. 2;65. 221FaFaYY机械设计课程设计说明书159) 查取应力校正系数.查表得 775. 1;58. 121SaSaYY10)计算大、小齿轮的并加以比较.FSaFaYY 0154. 0286.244776. 121. 2013. 0143.30755. 18 . 2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大.(4)设计计算 mmmmm32411094. 27875. 12325 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m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,按接触强度算得的分5 . 2m度圆直径 105,算出小齿轮齿 ，33310511mdz 大齿轮齿数 ，取.1173356. 32z1172z 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： mmmdmmmd3513117993332211（2）中心距： mmdda225235199221（3）齿轮宽度： mmdbd991取 , 992BmmB1041机械设计课程设计说明书163.3 轴系结构设计3.3.13.3.1 高速轴的轴系结构设计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: 图图 2 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。0A所以,有该轴的最小轴径为: 76.21970425. 71103311011nPAd考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有: 标准化取06.2376.2106. 1%)61 (1111dd2511d其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 6 6 高速轴结构尺寸设计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311111nPCd(考虑键槽影响)1111%)61 (dd6011L21.762560第 2 段11111209. 02ddd(由唇形密封圈尺寸确定)llBlBlL001321230(27.848)50第 3 段由轴承尺寸确定13d(轴承预选 6007 )141B35机械设计课程设计说明书17lBBLh11325第 4 段13131409. 02ddd12014ZBLL42.5(41.3)145第 5 段齿顶圆直径15d齿宽15L6570第 6 段1416dd416L4110第 7 段1317ddhBBL1173525二、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 图图 3 3L1=92.5 L2=192.5 L3=40533.81720tan15.2245tan15.224665730002211111ntrtFFdTF 10.2661405 .192405 .817)405 .1925 .92()(43.386405 .1924015.22462232313213231AVAHrAryAVtAHFFFLLLFLLLFFLLLFF机械设计课程设计说明书1838.233075.2161)(7 .1859405 .1925 .19215.22462232213213221BVBHrBryBVtBHFFFLLLFLLLFFLLLFF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:表表 7 7 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果计算结果6007 轴承计算步骤及内容A 端B 端由手册查出 Cr、C0r 及e、Y 值Cr=12.5kNC0r=8.60kNe=0.68计算 Fs=eFr(7 类)、Fr/2Y(3 类)FsA=1809.55 FsB=1584.66计算比值 Fa/FrFaA /FrAe FaB /FrB e确定 X、Y 值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0查载荷系数 fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=981.039 PB=981.039计算轴承寿命)max(16670110BArhPPCnL9425.45h小于12480h由计算结果可见轴承 6007 合格.3.3.23.3.2 中间轴的轴系结构设计中间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:图图 4 4机械设计课程设计说明书19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 1100A所以,有该轴的最小轴径为: 56.342 .22799. 61023322221nPCd因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取4021d其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 8 8 中间轴结构尺寸设计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第 1 段322221nPCd由轴承尺寸确定(轴承预选 6008 )152BhBBL12133.64025第 2 段21212207. 02ddd(考虑键槽影响)2222%)121 (dd5 . 2222 齿宽L45(44.68)77.5第 3 段22222307. 02ddd5 . 2412L5012.5第 4 段分度圆直径24d齿宽24L99109第 5 段 2125dd232422123025BLBLLz低4639第 6 段2126ddhBBL1214025机械设计课程设计说明书20二、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L1=51 L2=105.75 L3=106图图 5 5由高速轴的受力分析知：533.81720tan15.2245tan15.224665730002211111ntrtFFdTF76.216720tan39.5938tan39.5938992940002222222nTrtFFdTF40.661924.1559)(13.6433)(223213132232132231AVAHrArrAVttAHFFFLLLLFLLFFLLLLLFLFF73.543853.122)(35.5437223211221132121112BVBHrBrrBVttBHFFFLLLLFLLFFLLLLLFLFF09.90121aaaFFF三、轴承的寿命校核机械设计课程设计说明书2123456781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: 表表 9 9 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果计算结果6007计算步骤及内容A 端B 端由手册查出 Cr、C0r 及e、Y 值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68确定 X、Y 值X= 1 Y=0查载荷系数 fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=4976.72 PB=5982.60计算轴承寿命)max(16670110BArhPPCnL10179.13h小于12480h由计算结果可见轴承 6007 合格,3.3.33.3.3 低速轴的轴系结构设计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,共分八段,如图 6 所示:机械设计课程设计说明书22图图 6 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 1120A所以,有该轴的最小轴径为: 49.528 .6357. 61123333031nPAd考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有: 标准化取64.5516.5106. 1%)61 (3131dd6031d其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 1010 低速轴结构尺寸设计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第 1 段333331nPCd(考虑键槽影响)3131%)61 (dd(由联轴器宽度尺寸确定)11L52.4960(55.64)142第 2 段31313207.02ddd(由唇形密封圈尺寸确定)llBlBlL003323264(63.84)50第 3 段32323307. 02ddd1633L6616第 4 段由轴承尺寸确定34d(轴承预选 6014C )204BlBBLh3337024第 5 段83534 dd202/21034）（低低zzBBLL7875第 6 段36353607. 02ddd88机械设计课程设计说明书232035L20第 7 段36363707. 02ddd齿宽+1035L80(79.8)119第 8 段3438ddhBBL3387024二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图 7)及受力计算图图 7 7L1=71.5 L2=119 由中间轴的受力分析知：76.216720tan39.5938tan39.5938992940002222222nTrtFFdTF 31.526942.185422.49322221222122AVAHrArAVtAHFFFLLLFFLLLFF60.309984.109031.29012221122112BVBHrBrBVtBHFFFLLLFFLLLFF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:表表 1111 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果计算结果计算步骤及内容6014机械设计课程设计说明书24A 端B 端由手册查出 Cr、C0r 及e、Y 值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值 Fa/FrFaA /FrA e确定 X、Y 值XA=1 YA =0 查载荷系数 fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24 PB=6759.14计算轴承寿命)max(16670110BArhPPCnL763399h大于12480h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 1） 、合成弯矩、合成弯矩60.309931.52692222BVBHrBAVAHrAFFFFFF78.276638rACFM（2 2） 、扭矩、扭矩 T T 图图9100603T（3 3） 、当量弯矩、当量弯矩612046)(232TMMCC（4 4） 、校核、校核由手册查材料 45 的强度参数MPab591C 截面当量弯曲应力：95.11)80(1 . 06120461 . 0133bCCCdM由计算结果可见 C 截面安全。3.3.43.3.4 各轴键、键槽各轴键、键槽的选择及其校核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.机械设计课程设计说明书25一、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)(1) 高速级大齿轮处键高速级大齿轮处键: : 按照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)(1)低速级大齿轮处键低速级大齿轮处键: : 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MPap110385.104732809100602233633ppMPalkdT该键联结合格(2)(2)联轴器处键联轴器处键: : 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: 45 钢 (联轴器) 、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MPap110425.80580569100602243134pplkdT该键联结合格.第四章第四章减速器箱体及其附件的设计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）表表 1212 箱体结构尺寸箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果0.025a+3=8.9箱座壁厚考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 89箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.513.35箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.522.25地脚螺栓直径df0.036a+1220.1地脚螺栓数目na250 时，n=44机械设计课程设计说明书26轴承旁联结螺栓直径d10.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df12轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8) 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l1c1+c2+ (510)42大齿轮顶圆距内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离210箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.565 m0.85=6.87轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d310轴承端盖外径D2D+(55.5) d3120安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离c1min13161822至凸缘边距离c2min11141620螺栓扳手空间与凸缘厚度沉头座直径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1大齿轮顶圆距内壁距离107箱底至箱底内壁得距离202齿轮端面与内壁距离 10H减速器得中心高2253轴承端面与内壁距离5L1箱体内壁至轴承座孔端59机械设计课程设计说明书27面得距离4旋转零件间轴向距离15e轴承端盖凸缘的厚度75齿轮顶圆至箱体内壁得距离106大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离504.2 减速器附件的设计油塞 1 机械设计课程设计说明书28第五章第五章运输、安装和使用维护要求运输、安装和使用维护要求1、减速器的安装、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时，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，且冷却空气循环流畅。 （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前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转 13h 后方可正式运转，运转应平稳、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；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、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，公称输出转矩 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。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件： 1.减速器高速轴转速不高于 1000r/min; 2.减速器齿轮圆周速度不高于 20m/s; 3.减速器工作环境温度为4045，低于 0时，启动前润滑油应预热到 8以上，高于 45时应采取隔热措施。 3、减减速速器器润润滑滑油油的的更更换换：（1）减速器第一次使用时，当运转150300h 后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每5001000h 必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h 的减速器，每12003000h 换油一次。 （2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。 （3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 （4）工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。 减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施机械设计课程设计说明书29制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应 有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。参参 考考 文文 献献1 第八版 濮良贵主编 高等教育出版社 ，20062 第 1 版 . 王昆,何小柏主编 .机械工业出版社 ,20043 申永胜主编 清华大学出版社 ,19994 刘鸿文主编 高等教育出版社 ,20045 第五版 甘永力主编 上海科学技术出版社 ，20036 机械设计课程设计说明书30小小 结结转眼两周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了。我通过这次设计学到了很多东西。使我对机械设计的内容有了进一步的了解.因为刚结束课程就搞设计,还没有来得及复习,所以刚开始遇到好多的问题,都感觉很棘手.因为机械设计是把我们这学期所学知识全部综合起来了,还用到了许多先前开的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.首先，我们要运用知识想好用什么结构，然后进行轴大小长短的设计，要校核，选轴承。最后还要校核低速轴，看能否用。键也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有这些都用到了力学和机械设计得内容，可是我当时力学没有学好，机械设计又没完全掌握，做这次设计真是不容易啊!.但通过这次机械设计学到了许多,不仅是在知识方面，重要是在观念方面。以往我们不管做什么都有现成的东西，而我们只要算别人现有的东西就可以了，其实那就是抄。但现在很多是自己设计，没有约束了反而不知所措了。其次，我在这次设计中出现了许多问题,经过常老师得指点,我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验.收获真是破多啊!最后就是我们大学的课程开了这么多,我们一定要把基础打牢,为以后的综合运用打下基础啊.这次机械设计课程就体现了,我们现在很缺乏把自己学的东西联系起来的能力.最后我总结一下通过这次机械设计我学到的。实践出真知，不假。通过设计我现在可以了解真正的设计是一个怎样的程序啊.而且其中出现了许多错误,为以后工作增加经验。虽然机设很累，但我很充实，我学到了许多知识，我增加了社会竞争力，我又多了解了机械，又进步了。总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己从前不知道和没有经历的经验。机械设计课程设计说明书17