两级齿轮减速器的设计.doc

题 目: 两级直齿圆柱齿轮减速器 学 院： 工学院 姓 名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 二零一二年六月前言一、课程设计目的:1.综合运用机械设计 课程以及其它先修课程的理论和生产实际知识，进行机械设计基本训练，培养理论联系实际的正确设计思想。2.学习并掌握通用机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计过程和方法，培养学生进行独立设计和解决实际设计问题的能力。3.对学生在工程计算、 工程制图和运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算、 试算和处理数据等机械设计的基本技能方面进行一次全面训练，以提高他们的实际工作能力。二、课程设计内容： 以所选题目作为设计对象，包括以下内容： 1.传动方案的拟定和分析。 2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数计算。 3.传动零件的设计。 4.轴的设计。 5.轴承组合设计。 6.键联接、联轴器的选择及校核计算。 7.箱体、润滑及减速器附件设计。 8.装配图和零件图的设计。9.设计计算说明书的编写。三、课程设计的主要工作量： 1.减速器装配图一张（1号图纸） 2.零件工作图两张（传动零件、轴各一张）)3.设计计算说明书一份（开纸）目录1 设计任务书- 1 -2 传动方案的确定- 1 -3 选择电动机- 1 -3.1选择电动机的功率- 2 -3.2 电动机参数的确定- 2 -3.2.1电动机到工作机器的总效率- 2 -3.2.2工作机器的输出功率- 3 -3.2.3所需电动机输出的功率Pd- 3 -3.3选择电动机的转速- 4 -3.4 选择电动机的类型和型号- 4 -4传动装置的运动和动力参数- 6 -4.1传动装置的传动比分配：- 6 -4.2计算传动装置各轴的运动和动力参数：- 6 -5 传动零件设计（齿轮）- 8 -5.1高速级齿轮传动设计- 8 -3.2第二级齿轮传动设计计算- 12 -1）确定材料热处理方式- 12 -4 轴的设计- 16 -4.1 高速轴1的设计- 16 -4.2 中速轴2的设计- 19 -4.3 低速轴3的设计- 21 -5 滚动轴承校核- 23 -5.1高速级轴承- 23 -5.2中速级轴承- 24 -5.3低速级轴承- 25 -6 连接零件的校核- 26 -6.1高速轴连接零件- 26 -6.2中速轴连接零件- 27 -6.3低速轴连接零件- 28 -7减速器润滑及密封- 29 -7.1齿轮的润滑- 29 -7.2滚动轴承的润滑- 30 -7.3减速器的密封- 30 -8 齿轮的结构设计- 30 -8.1实心结构齿轮- 30 -8.2腹板式齿轮- 30 -9 箱体及其附件结构设计- 31 -10 设计总结- 33 -11 参考资料- 35 -1 设计任务书设计用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ，减速器小批量生产，使用寿命五年。设计参数：运输带的拉力F=3.2kN，卷筒直径D=400mm，带速V=1.15m/s 。传动简图如下图所示。2 传动方案的确定带式输送机由电动机驱动。电动机通过联轴器将动力传入减速器，传动系统中采用两级直齿圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，同时传动要求高效平稳 ，固也要对齿轮，滚动轴承进行设计。3 选择电动机电动机是标准化、系列化的部件，设计者只需根据工作载荷、工作机的特性和工作环境、选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机的功率，确定电动机的型号。3.1选择电动机的功率电动机的功率主要根据电动机运行时发热条件决定，电动机的发热又与其工作情况有关。一般分以下两种情况。1）变载下长期运行的电动机、短时运行的电动机（工作时间短，停歇时间较长）和重复短时运行的电动机（工作时间和停歇时间都不长），电动机的额定功率选择要按等效功率法计算并进行发热验算。2）长期连续运转、载荷不变或很少变化的机械，要求所选电动机的额定功率Ped稍大于所需电动机输出的功率Pd，即PedPd，则一般不需校验电动机的发热和起动力矩。3.2 电动机参数的确定3.2.1电动机到工作机器的总效率 =123w 式中123w为各级传动（齿轮、带或链）、一对轴承、每个联轴器的效率。各种传动效率的数值见表3-1连轴器传动效率：0.99滚子轴承传动效率：0.99 8级精度齿轮啮合传动效率：0.97 带传动效率：0.98电机至工作机之间的传动装置的总效率：=0.877在进行效率计算时，还应注意以下几点：（1）轴承效率指一对而言，如一根轴上有三个轴承时，按两对计算。（2）同类型的多对传动副，要分别计入各自的效率。（3）表内所推荐的效率有一个范围，工作条件差时，效率取低值，反之则取高值。3.2.2工作机器的输出功率 已知工作机器的阻力F(N)，圆周速度(m/s)，则 PW= =3.68 (kw) 3.2.3所需电动机输出的功率PdPd= =4.12（kW） 式中PW 工作机器的输出功率(kw) 由电动机到工作机的总效率表3.1 常见机械传动机构及运动副的效率类 别传 动 型 式效 率圆柱齿轮传动很好跑合的6级精度和f级精度齿轮传动(油润滑)8级精度的一般诣轮传动(油润滑)9级精度的齿轮传动(油润滑)加工份的开式齿轮传动(脂润滑)0.98.0.9950.970.960.940.96圆锥齿轮传动很好跑合的6级和7级精度齿轮传动(油润滑) 6级精度的一般齿轮传动(油润滑)加工齿的开式齿轮传动(脂润滑)0.970.980.94 0.970.920. 95蜗杆传动自锁蜗杆单头蜗杆双头蜗杆三头和四头蜗杆0.400.450.700.750.75().820.820.92带传动平型带无压紧轮的开式传动平型带有压紧轮的开式传动平型带交叉传动V带传动0.980.970.900.95链传动套筒旗子链无声链0.960.98滑动轴承润滑不良润滑正常液体摩擦0.940.970.99滚动轴承球轴承(油润滑)族子轴承(泊润沿)0.990.98联轴器浮动联轴器齿轮联轴器弹性联轴器万向联轴器(3)万向联舶器(3.)0.970.990.990.990.9950.970.980.950.97螺旋传动滑动螺旋滚动螺旋0.300.600.850.95卷简0.963.3选择电动机的转速额定功率相同的同一类电动机有多种转速可供选择。确定电动机的转速时，一般应综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格等因素。一般采用同步转速为1500和1000r/min为宜。根据工作机的转速要求和各级传动的合理传动比范围，可按下式推算出电动机转速的可选范围，即： n=(i1i2i3in) n卷筒(r/min)式中：n电动机可选转速范围(r/min) n卷筒工作机轴的转速(r/min) i1i2i3in各级传动的传动比合理范围 n卷筒=601.153.140.4=55 r/min n电机=n卷筒i=（4955500） r/min3.4 选择电动机的类型和型号 电动机类型可根据电源种类、工作条件、载荷特点、起动性能和起、制动、反转的频繁程度，转速及调速性能要求进行选择,同一额定功率可有多种转速，应综合分析比较，选定电动机的转速1500 r/min，则电动机的型号Y132s-4,参数如表3-3。表3-3 电动机型号参数表型号满载转速r/min同步转速r/min质量电流cos额定功率kW效率Y132s-41440150068Kg11.6A0.845.585.5 注意：设计计算所依据的功率，可以是电动机的额定功率Ped，也可是工作机实际需要的功率Pd，对于通用机械，常用电动机的额定功率Ped作为设计功率。对于传动装置的设计功率，一般按实际需要的电动机功率Pd。转速按电动机额定功率时的转速nm（满载转速，不等于同步转速）4传动装置的运动和动力参数4.1传动装置的传动比分配：根据电动机的满载转速和滚筒转速 n卷筒可算出传动装置总传动比为：i=nmn卷筒=144055=26.18,高速级传动比i1，由公式可得，又因为传动装置为展开式，固C=1.5则二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比：1)高速级的传动比为：i1=i-cic3i-1=6.302）低速级的传动比为：i2=ii1=26.186.30=4.14.2计算传动装置各轴的运动和动力参数： 1）各轴的转速：1轴 n1=1440 r/min2轴 n2=1440 6.30=229r/min3轴 n3=228.574.1=55r/min卷筒 n卷筒=55 r/min2）各轴的输出功率： 1轴 ，2轴 ，3轴 ，卷筒 ；3) 各轴转矩电机轴 1轴 ，2轴 ，3轴 ，卷筒 由以上数据得各轴运动及动力参数表：轴功率转矩转速电机轴4.1227.3214401轴4.0827.0614402轴3.92163.482293轴3.76652.8755卷筒轴3.69640.7255各轴转速各轴功率各轴转矩5 传动零件设计（齿轮）5.1高速级齿轮传动设计1. 选定齿轮材料及齿数： 运输机为一般工作的机器，速度不高，故选用8级，精度，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两材料硬度差为40HBS，选取小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮Z2=6.320=1262. 按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。 (1)确定公式中的各计算数值：1)选择载荷系数；2)小齿轮的转矩：；3)由表10-7选择齿宽系数4)齿数比5)由表10-6选材料的弹性影响系数6)由图10-21d选小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。7） 计算应力循环次数。8） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90; KHN2=0.959） 计算接触疲劳应许应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 2）计算圆周速度v。 3)计算齿宽b。 4）计算齿宽与齿高之比。模数齿高h=2.25mt=2.252.001=4.502mm bh=40.1634.502=8.92 5)计算载荷系数。根据v=3.027m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数直齿轮， ;由表10-2查的使用系数;由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由b/h=8.92, 查图10-13得;故载荷系数K=6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得计算模数m。m=Z1=42.72820=2.136mm3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得完全强度的设计公式为（1） 确定公式内的各计算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力4)计算载荷系数KK=5)查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.80,YFa2=2.166)查取应力校正系数由表10-5查得 应力校正系数YSa1=1.55,YSa2=1.817）计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大一些，选小齿轮进行计算（2）设计计算=1.42mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.728mm，计算小齿轮齿数 Z1=大齿轮齿数Z2这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距a=（3）计算齿轮宽度b=B2=44mm,B1=50mm3.2第二级齿轮传动设计计算1.选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）确定材料热处理方式材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS2）传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。3）运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度（GB10095-88）4) 选择小齿轮数Z1=30,大齿轮数2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数2)小齿轮的转矩：；3)由表10-7选择齿宽系数4)齿数比；5)由表10-6选材料的弹性影响系数6)由图10-21d选小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。7）计算应力循环次数。8） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90; KHN2=0.959） 计算接触疲劳应许应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 2）计算圆周速度v。 3)计算齿宽b。 4）计算齿宽与齿高之比。模数齿高h=2.25mt=2.252.497=5.618mm bh=74.8995.618=13.33 5)计算载荷系数。根据v=1.172m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数直齿轮， ;由表10-2查的使用系数;由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由b/h=8.92, 查图10-13得;故载荷系数K=6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得计算模数m。m=Z1=79.68230=2.656mm3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得完全强度的设计公式为（2） 确定公式内的各计算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力4)计算载荷系数KK=5)查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.52,YFa2=2.166)查取应力校正系数由表10-5查得 应力校正系数YSa1=1.625,YSa2=1.817）计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大一些，选小齿轮进行计算（2）设计计算=1.937mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=74.899mm，计算小齿轮齿数 Z1=大齿轮齿数Z2这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距a=（3）计算齿轮宽度b=B2=76mm,B1=82mm4 轴的设计4.1 高速轴1的设计1.选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2.齿轮上的作用力 3.初步确定轴的最小直径按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：；该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。查表14-1，取,则计算转矩：；按照及电动机轴尺寸等限制条件，查GB/T 5014-2003，选用HL1型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径最后确定减速器高速轴外伸直径,半联轴器长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴定位的要求确定轴的个段的直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2的轴的左段需要制出一轴肩，故取2-3段直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的L1=27mm， 为了保证轴端挡圈指压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段长度比L1略短一些，现取L1-2=22mm2）初步选择滚动轴承。因轴只承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承60306，故L7-8=19，而。左端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查的轴肩高度h=6mm，因此，取。3)取安装齿轮处的轴段4-5段直径；齿轮右端与右端轴承的左端之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为50mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短与轮毂宽度，故L4-5=47mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环的宽度b1.4h，取L5-6=12mm。4）轴承端盖的共宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及使用便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器左端面间的距离L=30mm，故L2-3=50mm。5）取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，两圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚定轴承的位置时，应矩箱体的内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，中速轴上的小齿轮宽度为B=82mm,则L3-4=T+s+a+(50-47)=（19+8+16+3）mm=46mmL6-7=B+c+a+s-L5-6=（82+20+16+8-12）mm=114mm至此，已初步确定了轴的个段直径和长度,轴的总长度L=310mm。（3） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均为采用平键连接。按由表6-1查的平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为36mm，同时为了保证齿轮与轴的配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，用平键为6mm6mm12mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸的公差为m6。（4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2，取轴端倒角245，各轴肩的圆角的倒角匀为245。5. 求轴上的载荷 首先根结轴的结构图做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置时，应从手册中查a值。对于60306，型深沟球轴承，由手册中查的a=19mm,因此作为简支梁的轴的支撑距离L2=61mm，L3=185mm,联轴器到轴承L1=69.5。根据轴的计算画出轴的弯曲图和扭曲图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的MH、MV及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常指校核轴承上最大弯曲和扭曲的截面及上表中的数据，以及周单向旋转，扭转切应力为单向旋转，载荷不稳定，故取=0.6，轴的计算应力前以选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查的。因此，故安全。4.2 中速轴2的设计1.选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2.齿轮上的作用力 3.初步确定轴的最小直径按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，选用轴承型号为60307，其，D=80mm，。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案(2)各轴段直径与长度的确定1)根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径；现取；2)为满足齿轮的轴向定位要求，轴段左端及轴段右端要求制出一轴肩，故取。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取，；3)为满足齿轮的轴向定位要求，取，。根据齿轮间间隙推荐值，取， 3)为满足轴总长度和定位的要求，简化箱体的计算，取 ；（3）至此已初步确定各轴段的直径与长度。1) 轴上零件的周向固定2） 齿轮与轴的周向定位采用普通平键联接。段平键，按，由表6-1查得平键的截面，由该轴段长度取。段平键，按，由表6-1查得平键的截面，由该轴段长度取。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。3)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4)轴上倒角与圆角根据题意，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。4.3 低速轴3的设计1.选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2.齿轮上的作用力 3.初步确定轴的最小直径按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：；该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。查表14-1，取,则计算转矩：；按照及电动机轴尺寸等限制条件，查GB/T 5014-2003，选用HL4型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径最后确定减速器高速轴外伸直径,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，选用轴承型号为60310，其，D=110mm，。4.轴的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：(2)各轴段直径与长度的确定1)由所选联轴器与轴配合，段 ；2)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。故取。3)为满足齿轮的轴向定位要求，取，根据齿轮间间隙推荐值，取 4)为满足轴总长度和定位的要求，简化箱体的计算，取， ，至此已初步确定各轴段的直径与长度。轴的总长度为L=350mm2) 轴上零件的周向固定3） 齿轮与轴的周向定位采用普通平键联接。段平键，按，由表6-1查得平键的截面，由该轴段长度取。段平键，按，由表6-1查得平键的截面，由该轴段长度取。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。3)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4)轴上倒角与圆角根据题意，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。5 滚动轴承校核5.1高速级轴承根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60306，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。经计算得两个轴承所受的载荷分别为：，；由上可知轴承1所受的载荷大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力： 所受的轴向力 ：，2、计算当量动载荷P对于只能承受纯径向载荷，按公式13-9得，按照表13-6，取。则：3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：；所选轴承60306基本额定寿命，根据4式(13-5)有： 则，故所选的轴承60306满足要求。5.2中速级轴承根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60307，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。a.高速轴对中速轴两个轴承所受的载荷分别为：，；b低速轴对中速轴两个轴承所受的载荷分别为：，；综上计算，高速轴和低速轴在中速轴的合成载荷分别为，；由上可知轴承1所受的载荷大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力： 所受的轴向力 ：，2、计算当量动载荷P对于只能承受纯径向载荷，按公式13-9得，按照表13-6，取。则：3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：；所选轴承60306基本额定寿命，根据4式(13-5)有： 则，故所选的轴承60307满足要求。5.3低速级轴承根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60310，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：，；由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力： 所受的轴向力 ：，2、计算当量动载荷P对于只能承受纯径向载荷，按公式13-9得，按照表13-6，取。则：3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：；所选轴承60306基本额定寿命，根据4式(13-5)有： 则，故所选的轴承60310满足要求。6 连接零件的校核6.1高速轴连接零件6.1.1联轴器平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键6612GB/T 1069-1979。6.1.2小齿轮平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计小齿轮与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键6612GB/T 1069-1979。6.2中速轴连接零件6.2.1大齿轮平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计大齿轮与中速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键112836GB/T 1069-1979。6.2.2小齿轮平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计小齿轮与中速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键12825GB/T 1069-1979。6.3低速轴连接零件6.3.1联轴器平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与低速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键14970GB/T 1069-1979。6.3.2大齿轮平键（1）选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，查得平键的截面尺寸，由该轴段长度取。（2）校核键联接的强度由6-1式有平键连接的挤压强度条件：；1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取，2)键的工作长度，则由上式得：；故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键6612GB/T 1069-1979。7减速器润滑及密封7.1齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：，；，所以齿轮传动可采大齿轮用浸油润滑，查表11-12和表10-11，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。7.2滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表19-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。7.3减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。8 齿轮的结构设计 齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等因素有关，进行齿轮结构设计时，综合考虑各方面的因素，根据经验公式行进结构的设计。8.1实心结构齿轮 由计算结果可知，高速轴齿轮和中速轴小齿轮比较小，所以多采用实心结构。8.2腹板式齿轮 a. 中速轴大齿轮结构设 由计算结构可知，,则由经验公式可得， b. 低速轴齿轮结构设计由计算结构可知，,则由经验公式可得， 9 箱体及其附件结构设计A箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。B附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5、起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6、起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。7、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚=0.025a+3810箱盖壁厚1=0.02a+388箱体凸缘厚度箱座b=1.515箱盖b1=1.512箱座底b2=2.525加强肋厚箱座m0.858.5箱盖m10.858.5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6 dfM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 dfM8n=4中间轴M8低速轴M10轴承盖外径D2高速轴D2=D+5d3122中间轴112低速轴135观察孔盖螺钉直径d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d122d218df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224d120d216大齿轮齿顶圆与内壁距离11.214齿轮端面与内壁距离212外壁至轴承座端面的距离l1=C2+C1+(510)5010 设计总结1、分析方案优缺点1)能满足所需的传动比；齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了116的总传动比。2)选用的齿轮满足强度刚度要求；由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3)轴具有足够的强度及刚度；由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4)箱体设计的得