(论文)展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书1(2013年优秀毕业设计论文)

理工大学 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： 专业班级：机械设计制造及其自动化专业 学 号： 学 生: 指导教师： 教务处 年 月 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 学生姓名学号 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 设计说设计说明明书书5 1.11.1 设计题目.5 1.21.2 工作条件.5 1.31.3 原始技术数据（表 1） 5 1.41.4 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 6 2.1.2 选择电动机容量6 6 2.1.3 确定电动机转速6 6 2.2 传动比分配.7 2.2.1 总传动比7 7 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 7 2.32.3 运运动动和和动动力参数力参数计计算算7 7 2.3.1 0 轴（电动机轴）： 7 7 2.3.2 1 轴（高速轴）： 7 7 2.3.3 2 轴（中间轴）： 8 8 2.3.4 3 轴（低速轴）： 8 8 2.3.5 4 轴（卷筒轴）： 8 8 第三章 主要零部件的设计计算9 机械设计课程设计说明书 4 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 9 3.1.2 低速级齿轮传动设计1212 3.3 轴系结构设计.16 3.3.1 高速轴的轴系结构设计 1616 3.3.2 中间轴的轴系结构设计 1818 3.3.3 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减速器箱体及其附件的设计设计25 4.1 箱体结构设计 .25 4.2 减速器附件的设计 .27 第五章第五章 运运输输、安装和使用、安装和使用维护维护要求要求.28 1、减速器的安装、减速器的安装28 2、使用、使用维护维护28 3、 、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 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 机械设计课程设计说明书 5 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。 第一章第一章 设计说明书设计说明书 1.11.1 设计题目 机械设计课程设计说明书 6 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。使用%5 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/mm 360370380390400410360370380390 本本设计说设计说明明书书以第以第 1 组组数据数据为设计为设计依据依据 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 7 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 d P w d P P 工作机所需功率（kW）为 w PkW Tn P w w 4 . 5 9550 传动装置的总效率为 4 4 3 2 2 2 1 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，闭99.0 1 式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得96 . 0 2 98 . 0 3 96 . 0 4 8 . 096 . 0 98 . 0 96 . 0 99 . 0 422 所需电动机功率为 kW kWP P w d 5 . 7 8 . 0 4 . 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 20- ed P d P 1，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 7.5kW。 ed P 2.1.32.1.3 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 机械设计课程设计说明书 8 min)/(69.63 36014 . 3 2 . 1100060100060 r D v nw 通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为608 2 i min/3840512min/69.63)608(rrnin wd 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) m n 电动机质量 /kg 总传动比 1Y132M-47.51500/14408122.5 2Y160M-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 . 15 69.63 971 w m a n n i 2.2.22.2.2 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的 21 )5 . 11 . 1 (ii 21 2 . 1 ii 传动比，低速级的传动比。27 . 4 1 i56 . 3 2 i 机械设计课程设计说明书 9 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）： mN n P T rnn kWPP m d 739550 min/970 5 . 7 0 0 0 0 0 2.3.22.3.2 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）： mN n P T rnn kWkWPP 739550 min/970 425 . 7 99 . 0 5 . 7 1 1 1 01 101 2.3.32.3.3 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）： mN n P T r i n n kWkWPP 2949550 min/ 2 . 227 27 . 4 970 99 . 6 98 . 0 96 . 0 425 . 7 2 2 2 1 1 2 3212 2.3.42.3.4 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）： mN n P T r i n n kWkWPP 9839550 min/ 8 . 63 57 . 6 98 . 0 96 . 0 99 . 6 3 3 3 2 2 3 3223 2.3.52.3.5 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）： mN n P T rnn kWkWPP 5 . 9539550 min/ 8 . 63 37 . 6 98 . 0 99 . 0 57 . 6 4 4 4 34 4234 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3 如下： 机械设计课程设计说明书 10 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 3.1.13.1.1 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。20z 4 . 852027 . 4 2 z86 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 机械设计课程设计说明书 11 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d (1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3 . 1 t K 2) 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 73 1 3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 .189 MPaZE 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强MPa H 600 1lim 度极限。.550 2lim MPa H 4)计算应力循环次数 9 11 107936 . 2 )1030082(19706060 h jLnN 91 2 1065 . 0 27 . 4 7963 . 2 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 92 . 0 1 HN96 . 0 2 HN 6)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 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 52855096 . 0 5526002 . 0 lim2 2 1lim1 1 （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 H 1t d 19.60) 528 8 . 189 ( 27 . 4 27 . 5 1 103 . 75 . 1 32. 2.) ( 1 .32. 2 3 2 4 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 圆周速度： sm nd t /055 . 3 100060 97019.6014. 3 100060 1 机械设计课程设计说明书 12 3) 计算齿宽： mmdb td 19.6019.601 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 0095 . 3 20 19.60 1 1 齿高: mmmh t 77 . 6 0095 . 3 25 . 2 25 . 2 89 . 8 77 . 6 19.60 h b 5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查得 动载系数 sm/055 . 3 1 . 1V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25 . 1 A 非对称布置时， 由， 可401 . 1 H 89 . 8 h b 48 . 1 H 查得 3 . 1 F 故载荷系数 955 . 1 422 . 1 11 . 125 . 1 HHVA 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 75.65 5 . 1 955 . 1 19.60 3 3 11 7） 计算模数： mm d m29 . 3 20 75.65 1 1 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (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;500 1 MPa FE 机械设计课程设计说明书 13 限;MPa FE 380 2 2) 查图取弯曲疲劳寿命系数;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 286.244 4 . 1 3809 . 0 143.307 4 . 1 50086 . 0 22 2 11 1 4) 计算载荷系数 K. 7875 . 1 3 . 111 . 125 . 1 FFVA KKKKK 5) 查取齿形系数. 查表得 .21 . 2 ;80 . 2 21 FaFa YY 6) 查取应力校正系数. 查表得 776 . 1 ;55 . 1 21 SaSa YY 7) 计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 016067 . 0 286.244 776 . 1 21 . 2 014383 . 0 143.307 55 . 1 8 . 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大. (2) 设计计算 mmmmm2 . 2 201 103 . 77875 . 1 2 3 2 4 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 机械设计课程设计说明书 14 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,按接触强度算得的分度5 . 2m 圆直径,算出小齿轮齿数mmd75.65 1 ，26 5 . 2 75.65 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.1122627 . 4 2 z112 2 z 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： mmmd mmmd 2801125 . 2 65265 . 2 22 11 （2）中心距： mm dd a 5 . 172 2 28065 2 21 （3）齿轮宽度： mmdb d 65 1 取 mmB65 2 mmB70 1 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 . 3 24 2 z86 2 z 机械设计课程设计说明书 15 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数5 . 1 t K 2 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 294 1 3 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 .189 MPaZE 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲MPa H 600 1lim 劳强度极限。.550 2lim MPa H 4 计算应力循环次数 9 11 10654336 . 0 )1030082(12276060 h jLnN 91 2 10184 . 0 56 . 3 654336 . 0 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 96 . 0 1 HN99 . 0 2 HN 6)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 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 5 . 54455099 . 0 57660096 . 0 lim2 2 1lim1 1 （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 H 1t d 机械设计课程设计说明书 16 56.96) 528 8 . 189 ( 56 . 3 156 . 3 1 1094 . 2 5 . 1 32 . 2 .) ( 1 .32 . 2 3 2 4 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 圆周速度： sm nd t /1527 . 1 100060 2 . 22756.9514 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 56.9656.961 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 04 . 4 24 56.96 1 1 齿高: mmmh t 904 . 4 25 . 2 25 . 2 77.10 h b 5) 计算载荷系数： 查得 动载系数 1 . 1V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25 . 1 A 非对称布置时， 由， 可查43 . 1 H 89 . 8 h b 43 . 1 H 得 43 . 1 F 故载荷系数 986 . 1 HHVA 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 106 5 . 1 986 . 1 95.96 3 3 11 7） 计算模数： mm d m43 . 4 24 106 1 1 3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 17 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (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;500 1 MPa FE 极限;查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲MPa FE 380 2 ;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 14.255 4 . 1 38094 . 0 43.321 4 . 1 5009 . 0 22 2 11 1 计算载荷系数 K. 7875 . 1 3 . 111 . 125 . 1 FFVA KKKKK 8) 查取齿形系数. 查表得 .21 . 2 ;65 . 2 21 FaFa YY 9) 查取应力校正系数. 查表得 775 . 1 ;58 . 1 21 SaSa YY 10)计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 0154 . 0 286.244 776 . 1 21 . 2 013 . 0 143.307 55 . 1 8 . 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大. (4) 设计计算 mmmmm3 241 1094. 27875 . 1 2 3 2 5 机械设计课程设计说明书 18 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度圆5 . 2m 直径 105,算出小齿轮齿 ，33 3 105 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.1173356 . 3 2 z117 2 z 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： mmmd mmmd 3513117 99333 22 11 （2）中心距： mm dd a225 2 35199 2 21 （3）齿轮宽度： mmdb d 99 1 取 , 99 2 BmmB104 1 3.3 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 机械设计课程设计说明书 19 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 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。 0 A 所以,有该轴的最小轴径为: 76.21 970 425 . 7 110 3 3 1 1 011 n P Ad 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 ( 1111 dd25 11 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表表 6 高速高速轴结轴结构尺寸构尺寸设计设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 1 1 111 n P Cd (考虑键槽影响) 1111 %)61 (dd 60 11 L 21.76 25 60 第 2 段 111112 09 . 0 2ddd (由唇形密封圈尺寸确定) llBlBlL 0013212 30(27.848) 50 第 3 段 由轴承尺寸确定 13 d 35 机械设计课程设计说明书 20 (轴承预选 6007 )14 1 B lBBL h 113 25 第 4 段 131314 09 . 0 2ddd 12014Z BLL 42.5(41.3) 145 第 5 段 齿顶圆直径 15 d 齿宽 15 L 65 70 第 6 段 1416 dd 416 L 41 10 第 7 段 1317 dd h BBL 117 35 25 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 L1=92.5 L2=192.5 L3=40 533.81720tan15.2245tan 15.2246 65 7300022 11 1 1 1 ntr t FF d T F 机械设计课程设计说明书 21 10.2661 40 5 . 192 40 5 . 817)40 5 . 192 5 . 92( )( 43.386 40 5 . 192 4015.2246 22 32 31321 32 31 AVAHrA ry AV t AH FFF LL LFLLLF F LL LF F 38.2330 75.2161 )( 7 . 1859 40 5 . 192 5 . 19215.2246 22 32 21321 32 21 BVBHrB ry BV t BH FFF LL LFLLLF F LL LF F 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 轴轴承寿命校核步承寿命校核步骤骤及及计计算算结结果果 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=12.5kN C0r=8.60kN e=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 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( 16670 1 10 BA r h PP C n L 763399h 大于 12480h 由计算结果可见轴承 6014AC、6007 均合格，最终选用轴承 6014。 机械设计课程设计说明书 29 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）、合成弯矩 60.3099 31.5269 22 22 BVBHrB AVAHrA FFF FFF 78.276638 rAC FM （ （2）、扭矩）、扭矩 T 图图 910060 3 T （ （3）、当量弯矩）、当量弯矩 612046)( 2 3 2 TMM CC （ （4）、校核）、校核 由手册查材料 45 的强度参数 MPa b 59 1 C 截面当量弯曲应力： 95.11 )80(1 . 0 612046 1 . 0 1 33 b C C C d M 由计算结果可见 C 截面安全。 3.3.43.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核各轴键、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. 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: 机械设计课程设计说明书 30 (1) 高速高速级级大大齿轮处键齿轮处键: 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)低速低速级级大大齿轮处键齿轮处键: 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MPa p 110 3 85.104 73280 91006022 3 36 3 3pp MPa lkd T 该键联结合格 (2)联轴联轴器器处键处键: 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MPa p 110 4 25.80 58056 91006022 4 31 3 4pp lkd T 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 12 箱体箱体结结构尺寸构尺寸 机械设计课程设计说明书 31 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 8 9 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 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 、 m10.851 =7.565 m0.85=6.87 机械设计课程设计说明书 32 m 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10 7 箱底至箱底 内壁得距离20 2 齿轮端面与 内壁距离 10H 减速器得中 心高225 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 59 4 旋转零件间 轴向距离 15e 轴承端盖凸 缘的厚度 7 5 齿轮顶圆至 箱体内壁得 距离 10 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 机械设计课程设计说明书 33 油塞 1 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。 机械设计课程设计说明书 34 （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