展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、目录前 言 2第一章 设计说明书 4.§1.1 设计题目 4.§1.2 工作条件 4.§1.3 原始技术数据（表 1） 4.§1.4 设计工作量 5.第二章 机械装置的总体设计方案 5.§2.1 电动机选择 5§2.1.1 选择电动机类型 5§2.1.2 选择电动机容量 5§2.1.3 确定电动机转速 6§2.2 传动比分配 6.§2.2.1 总传动比 6§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§2.3 运动和动力参数计算 7§2

2、.3.10 轴（电动机轴）： 7§2.3.21 轴（高速轴）： 7§2.3.32 轴（中间轴）： 7§2.3.43 轴（低速轴）： 7§2.3.54 轴（卷筒轴）： 7第三章主要零部件的设计计算8.§ 3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 8§ 3.1.1 高速级齿轮传动设计 8§ 3.1.2 低速级齿轮传动设计 13§ 3.3 轴系结构设计1.7§ 3.3.1 高速轴的轴系结构设计 17§ 3.3.2 中间轴的轴系结构设计 21§ 3.3.3低速轴的轴系结构设计 26第四章减

3、速器箱体及其附件的设计.32§ 4.1 箱体结构设计 32§ 4.2减速器附件的设计 错误!未定义书签。第五章运输、安装和使用维护要求.341、减速器的安装342、使用维护353、减速器润滑油的更换：35参考文献34小 结36 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

4、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

5、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设计说明书§ 1.1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§ 1.2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5%。使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。§ 1.3原始技术数据(表1)表1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/(N m)8008509

6、00950800850900800850900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1组数据为设计依据§ 1.4设计工作量(1) 减速器装配图一张；(o号图纸)(2) 零件工作图三张(大齿轮，轴，带轮，2号图纸)；(3) 设计说明书一份。第二章机械装置的总体设计方案§ 2.1电动机选择§ 2.1.1选择电动机类型按工作要求选用丫系列(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

7、度-15- +40 C,相对湿度不超过90% ,电压380V , 频率50HZ。§ 2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率Pd (kW )为Pd -Pw工作机所需功率Pw (kW )为Pw- 5.4kW9550传动装置的总效率为2241234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1 0.99 , 闭式齿轮传动效率2 0.96，滚动轴承3 0.98，卷筒效率4 0.96，代入得0.992 0.9620.9840.960.8所需电动机功率为Pd巴空型7.5kW0.8因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由机械课程设计手册表20-1 ,丫系列电动机技术数据

8、，选电动机的额定功率Ped为7.5kW§ 2.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速63.69(r/mi n)60 1000v60 1000 1.2D3.14 360通常，二级圆柱齿轮减速器为i28 60，故电动机转速的可选范围为512 3840r / minndi nw(8 60) 63.69r /min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2额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案

9、电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速nm /(r/min)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。§ 2.2 传动比分配§ 2.2.1总传动比97163.6915.2§ 222分配传动装置各级传动比减速器的传动比i为15.2,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的ii (1.1 1.5)i2，为了分配均匀取ii 1.2i2，计算得两

10、级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i14.27，低速级的传动比i2 3.56。§ 2.3运动和动力参数计算§ 2.3.1 0 轴（电动机轴）：P0 Fd 7.5kWn0 nm 970r/m inFoTo 9550-°73N mn。§ 2.3.2 1 轴（高速轴）：F1 Fo 17.5kW 0.997.425kWn1 n0970r /m inFT1955073N m§ 2.3.3 2 轴（中间轴）：P2 F1 2 37.425kW 0.96 0.986.99kWn1970n2227.2r/mini14.27P2T29550 丿 294N m§

11、; 2.3.4 3 轴（低速轴）：P3 P2 2 36.99kW 0.96 0.986.57kWn2n3- 63.8r / mini2P3T39550 983N mn3§ 2.3.5 4 轴(卷筒轴)P4P3 2 46.57kW 0.99 0.986.37kWn4 n363.8r/minP4T4 9550953.5N mn4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

12、率0.990.940.940.98第三章主要零部件的设计计算§ 3.1展开式一级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计§ 3.1.1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z 20，大齿轮的齿数为Z2 4.27 20 85.

13、4，取z? 86 <2 .按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.32）由以上计算得小齿轮的转矩Ti 73N?m13）查表及其图选取齿宽系数d 1,材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa°，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强 度极限 Hlim2 550MPa.。4) 计算应力循环次数N160n1 jLh 60 970 1 (2 8 300 10)2.7936 10N2N12.79634.270.65 1095）按接触疲劳寿命系数hn1 0.92HN 20.966）计算接触疲劳

14、许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1N limSHN 1 lim 1S0.2 600 552MPaHN2 lim0.96 550 528MPa（2）计算:1）带入h中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dit2.323KTid2.3241.5 7.3 10 T5.27 （189.8）24.27 （ 52860.192）圆周速度:d1t n60 10003.14 60.19 97060 10003.055m/ s3）计算齿宽:d d1t 1 60.1960.19mm4）计算齿宽与齿高比：模数：mt虫誉3.0095mm齿高：h 2.25mt 2.25 3.0095 6.77mmb

15、60.19-8.89h 6.775）计算载荷系数:根据 3.055m/s ,7级精度,查得动载系数1.1对于直齿轮查得使用系数1.25用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时,1.401由h 889，h 1.48可查得 f 1.3故载荷系数1.25 1.1 11.4221.9556）按实际载荷系数校正分度圆直径:7）计算模数:d165.75203.29mm3 按齿根弯曲强度计算:弯曲强度设计公式为2KYFaYsa2 d Z1（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fei 500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa ;2）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfni 0

16、.85, Kfn2 0.88;3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得K FN1 FE10.86 500F 1亠307.143MPaS1.4K FN2 FN 20.9 380244.286MPaF 2S1.44）计算载荷系数K.K KaKvKf Kf1.25 1.1 1 1.31.78755）查取齿形系数.查表得YFa12.80;YFa22.21.6）查取应力校正系数.查表得 Ysa11.55;Ysa27767）计算大、小齿轮的M迤 并加以比较.FYFa1YSa12.8 1.550.014383F 1YFa2YSa2307.1432.21 1.7760.016067F 2244

17、.286大齿轮的数值大.(2) 设计计算3 2 1.7875 7.3 104m 32mm 2.2mmX 1 202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m 2.5,按接触强度算得的分度 圆直径d!65.75mm,算出小齿轮齿数d1Z1m65.75 26，大齿轮齿数Z2 4.27 26 112，取Z2 112.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

18、，并做到结构紧凑，避免浪费.4.几何尺寸计算(1)分度圆直径:d11m 2.52665mmd22m 2.5112280mm(2)中心距：ad1 d265280172.5mm22(3)齿轮宽度:dd1 65mm取 B2 65mmB1 70mm§ 3.1.2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240

19、HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。4 ）选小齿轮的齿数 z 24，大齿轮的齿数为Z2 24 3.56 85.44，取z286 o2 .按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即92）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.52）由以上计算得小齿轮的转矩T1 294N ?m13） 查表及其图选取齿宽系数d 1，材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa?，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa.4）计算应力循环次数N160口 jLh60 227 1 (2 8 300 10)0.65433610N2N1

20、0.6543363.560.184 1095）按接触疲劳寿命系数HN10.96HN 20.996）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1 %，安全系数S=1HN1 lim 10.96600576MPaN limH 1得SSHN2 lim0.99550544.5MPaH 2S（2）计算:1）带入H中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dit2.323KT1 u 1( zEd u H)22.3235 294 104 彳56 13.56(8竺)296.565282）圆周速度:d1t n60 10003.14 95.56 227.260 10001.1527m/s3）计算齿宽:b d d1t

21、 1 96.5696.56 mm4）计算齿宽与齿高比:模数：d1t 96.56mt4.04mm124齿高： h 2.25mt 2.25 4.04 9mm 10.77h5) 计算载荷系数：查得动载系数 V 1.1对于直齿轮HF1查得使用系数a 1.25用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时，h 1.43由8.89，h 1.43 可查h得 f 1.43故载荷系数A V H H 1.9866）按实际载荷系数校正分度圆直径：1 986di dit396.95 3106mmt1.57）计算模数：m虫 1064.43mm1243 按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为2KT1 YFaYsam 3 -2d

22、Z1F(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fe1 500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa ;查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85,Kfn2 0.88;计算弯曲 疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得K FN1 FE1S0.9 5001.4321.43MPaK FN 2 FN 2S0.94 3801.4255.14MPa计算载荷系数K.KKaKvKf Kf 1.25 1.1 1 1.3 1.78758) 查取齿形系数.查表得 YFa1 2.65;YFa2 2.21.9) 查取应力校正系数10) 计算大、小齿轮的 上绝 并加以比较.FYFa1

23、YSa12.8 1.550.013F 1307.143YFa2YSa22.21 1.7760.0154F 2244.286大齿轮的数值大.(4) 设计计算mm3mm3 2 1.7875 2.94 105X1 242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m 2.5,按接触强度算得的分度圆直径105,d1105Z133，m3大齿轮齿数Z23.56这样设计出的齿轮传动算 出 小3311

24、7，取 Z2117.，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：d11m 33 3 99mmd22m 117 3 351mm(2)中心距:di d299 351a225mm(3)齿轮宽度：b dd1 99mm取 B2 99,Bi 104mm§ 3.3轴系结构设计§ 3.3.1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Ao为110。i:所以

25、,有该轴的最小轴径为：dnAo3 P1110 3 7.425 21.76忤V 970考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：dn (1 6%)dn 1.06 21.76 23.06标准化取 dn 25其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6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dn C13 巴 n1dn(1 6%)dn (考虑键槽影响)L116021.762560第2段d12 d112 0.09d11(由唇形密圭寸圈尺寸确定)L12123 B1 l Bo lol30(27.848)50第3段d13由轴承尺寸确定(轴承预选6007 B114)L13B1 Bh1

26、3525第4段d14 d132 0.09d1342.5(41.3)L14L02BZ1145第5段di5齿顶圆直径Lis齿宽6570第6段d16d14Ll644110第7段di7d i3L17BiBh3525二、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F ri2TidiL1=92.5L2=192.52 73000652246.15Fti tan n 2245.15 tan20817.533L3=40F AHF t1 L32246.1540L2 L3192.540F AVFy(L1L2 L3)F r1 L3L2L32 2FrA , FAH FAV 2661 10F BHFt1 L22

27、246.15192.5L2L3192.540F BVFy(L1L2L3)F r1 L2L2L3F rBFbh2F BV22330.38386.43(92.5 192.5 40)817.5 40192.5401859.72161.75、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7轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007轴承A端B端Cr=12.5kN由手册查出Cr、C0r及e、丫C0r=8.60kN值e=0.68计算 Fs=eFr（7 类）、Fr/2Y（3类）FsA=1809.55FsB=1584.66计算比值

28、Fa/FrFaA /FrA>eFaB /FrB< e确定X、丫值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷PA=981.039PB=981.039P=Fp（X F叶丫 Fa）计算轴承寿命9425.45hL166706小于L10h,i、n!max（ Pa Pb ）12480h由计算结果可见轴承6007合格.§ 3.3.2 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4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

29、,热处理为调制处理，取材料系数 A0110所以,有该轴的最小轴径为：d2iC23 P2102 3 6.9934.56V n2 227.2因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d2i40其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表8 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d21C23'丄33.6由轴承尺寸确定第1段(轴承预选6008 B215)40L21B1Bh25d22 d212 0.07d2145(44.68)第2段d22(1 12%)d22 (考虑键槽影响)L22 齿宽22.577.5第3段d 23 d 2220.07小22L124255012.5第4段d24分度

30、圆直径l24齿宽99109第5段d 25d 21L25L023B 低 z122L243B24639第6段d 26 d21L2IB1 Bh4025、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RrL1=51L2=105.75L3=106由高速轴的受力分析知:2Tidi2 73000""652246.15Fr1Ft1 tan n 2245.15 tan20817.533Ft22T2d22 294000995938.39Fr2FT2 tan n 5938.39 tan 202167.76F t1 L3Ft2(L2L3)L16433.13、Fah2Fav26619.401

31、559.24Fr2 (L2L3) Fm L3L1 L2 L3Ft2L1Ft1 L1L2L1 L2 L35437.35122.53Fr1 (L1 L2 ) Fr2L1L1 L2 L3.Fbh2 Fbv25438.73FaFa1Fa2901.09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/曲(1X-(1EF材丿/应) FarL1-LJ 表9轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007A端B端由手册查出Cr、C0r及e、丫值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68确定X、丫值X= 1Y=0查载荷系数fP1.2计算当量

32、载荷P=Fp（X F叶丫 Fa）PA=4976.72PB=5982.60计算轴承寿命L16670CrL10hnimax(PA Pb)10179.13h小于12480h由计算结果可见轴承6007合格,§333低速轴的轴系结构设计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Ao 112所以,有该轴的最小轴径为：d3i考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有:d3i(1 6%)d3i 1.06 51.16 55.64标准化取d3160其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表表10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52.49d31。彳：/第1段d

33、31（1 6%）d31 （考虑键槽影响）60(55.64)Ln （由联轴器宽度尺寸确定）142d 32d 3120.07 d 3164(63.84)第2段（由唇形密圭寸圈尺寸确定）L32l23B31B010150d 33 d 3220.07d 3266第3段L33161670d34由轴承尺寸确定第4段(轴承预选6014C B420 )L33B3Bh124第5段d34d35878L34L0( B低zlB低z2)/ 22075第6段d36 d 3520.07 d 36L35208820第7段d 37 d 3620.07d 36L35齿宽+1080(79.8)119第8段d38d34L38B3Bh7

34、024图7、轴的受力分析及计算L2=119L仁 71.52T22294000“c “卜t25938.39d299Fr2FT2 tann 5938.39 tan 20由中间轴的受力分析知:2167.76F AVFt2L2Li L24932.22FrAFr2L2LiL21854.4222. FahFav5269.31F BHF BVFrB2901.31Li L2Fr2 L1L1 L21090.84；22.Fbh F 3099.60、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11轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果60

35、14A端B端由手册查出Cr、C0r及e、丫值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值Fa/FrFaA /FrA<eFaB /FrB> e确定X、丫值XA=1 YA =0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24PB=6759.14763399hL10h16670Crnimax( Pa Pb )大于12480h计算轴承寿命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) 、合成弯矩Fbv25269.31Me3099.60FrA 2

36、76638.78(2) 、扭矩T图T3910060(3) 、当量弯矩M e( T3)2 612046(4) 、校核由手册查材料45的强度参数1b 59MPaC截面当量弯曲应力：Me 612046C330.1dC 0.1 (80)311.95 1b由计算结果可见C截面安全。§ 334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：高速级大齿轮处键：按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14

37、X9GB/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、低速级级键的选择及校核低速级大齿轮处键：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p3 110MPap32T3d36lk2 91006080 32 7104.85MPap3该键联结合格 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

38、应力进行校核,查手册其p4 110MPaP42T3d31lk2 91006056 80 580.25 p4该键联结合格.第四章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12箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+3=8.99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8箱盖壁厚&0.02a+3 为8箱座凸缘厚度b1.5 S13.35箱盖凸缘厚度bl1.5別12箱座底凸缘厚度b22.5 S22.25地脚螺栓直径df0.036a+1220

39、.1地脚螺栓数目na 250 时，n=44轴承旁联结螺栓直径di0.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d 2（0.5 0.6）df12轴承端盖螺钉直径d3, n（0.4 0.5）df,n6,4和数目窥视孔盖螺钉直径d4（0.3 0.4）df8定位销直径d（0.7 0.8） 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11C1+C2+ （5 10）42大齿轮顶圆距内壁距离?i> 1.2 S1010710120螺栓扳手空间 与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离C1min13161822至凸缘边距离C

40、2min11141620沉头座直径Dmin20242632油塞1第五章 运输、安装和使用维护要求1、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 C； 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/mi n;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一4045C，低于0