圆柱斜齿轮减速器课程设计说明书

1、课程设计题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 材料成型及其控制工程（1）班学制： 四年 姓名：学号： 1206031006 导师：日期： 2015年 1 月20日 目录第 1 章机械设计课程设计任务书11.1.设计题目11.2.设计数据11.3.设计要求11.4.设计说明书的主要内容21.5.课程设计日程安排2第 2 章传动装置的总体设计52.1.传动方案的分析和拟定52.2.电动机的选择计算52.3.运动参数及动力参数计算7第 3 章传动零件的设计计算9第 4 章轴的选用与校核计算28第 5 章滚动轴承的选择及计算37第 6 章键联接的选择及计算39第7 章连轴器的选择

2、与计算41第 8 章 减速器的润滑方式和密封类型的选择42第 9章 减速器附件的选择与计算43第10章 减速器箱体的设计44 设计小结46参考文献47第一章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%。两级斜齿圆柱齿轮减速器图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)42500.603001.3. 设计要求1. 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距之和小于32

3、0mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为±5%。2. 减速器装配图A0 一张3. 零件图2张4. 设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油牌号的选择和装油量的计算减速器附件的选择与设计减速器箱体的设计设计小结(体会、

4、优缺点、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天第二章 传动装置的总体设计1.1. 传动方案拟定此减速器机构类型为：“两级斜齿圆柱齿轮减速器”，本传动的机构特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸有深度可以大致相同。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分抵消，以缓解沿齿宽再喝分布不均匀现象。但是此机构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚

5、度差，中间轴承润滑较困难。在多级传动中，各类传动机构的布置顺序不仅影响传动平稳和传动效率，而且对整个传动装置的结构尺寸也有很大影响。因此，应根据各类传动机的机构特点合理布置，使各类机构得以发挥其特点。带传动承载能力较差，但是传动平稳，缓冲吸震能力强，故布置在高速级，斜齿轮传动比较平稳，常布置在高速级。此减速器传动设计将遵循以下原则：1、满足使用要求2、满足工艺要求3、满足经济要求1.6. 电动机的选择项 目计算及说明结 果1、电动机类型选择2、电动机功率计算3、电动机转速4、选择电动机型号1、电动机类型选择Y系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2、电动机所需功率计算由电动机至运输

6、带的传动总效率为=0.792（其中：V带轮的传动效率0.96；滚动轴承的传动效率0.98 ；齿轮的传动效率0.97；联轴器的传动效率0.99；滚筒的传动效率0.96） 故电动机所需的功率为：3、电动机转速总传动比i=18100，故电动机转速可选范围为4、选择电动机型号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应选电动机型号为Y112M-4。同步转速为1500r/min；满载转速nm=1440r/min；额定功率为P=4KW。Pd=3.23KWn=38.22r/minY112M-4满载转速为1440r/min额定功率：P=4KW1.7. 计算总传动比及分配各级的传动比

7、项 目计算及说明结 果1、总传动比计算2、传动比分配1、总传动比计算2、传动比分配选取带轮传动比为；则减速器传动比为；根据指导书图12查得高速级齿轮传动比为；则低速级齿轮传动比为ia=37.680i0=31.8. 运动参数及动力参数计算项 目计算及说明结 果1、转速计算2、功率计算3、转矩计算1、各轴转速计算轴；轴；轴；卷筒轴2、各轴功率计算轴输入功率；轴输入功率；轴输入功率；卷筒轴输入功率3、各轴转矩计算 电动机输出转矩为轴输入转矩轴轴卷筒轴则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率0.98）表3 传动装置运动和动力参数轴名效率P（KW）转矩T

8、(N·m)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.2321.421440.003.000.96 I 轴3.10 3.0461.6960.46480.00II 轴2.942.88 246.30241.37114.294.20.95III 轴2.80 2.74700.06686.0638.222.990.95卷筒轴2.722.67 679.20665.6238.221.000.97轴名功率P（kW）转矩T·m转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴3.00 20.03 ia37.42 2.100 I轴2.88 2.85 40.39 39.99 6

9、80.95 i017.818II轴2.77 2.74 193.72 191.79 136.34i1*i24.995III轴2.66 2.63 670.38 663.68 38.22i13.57卷筒轴2.60 2.58 657.04 650.47 38.22i2 第三章 传动零件的设计计算1.9. V带传动设计V带传动设计计算项目参数公式结果单位已知:1额定功率P4.00 kW2转速n11440r/min3传动比i初选3.04工作条件载荷平稳，两班制工作齿轮传动设计结果：1V带型号A型带2V带根数5 3传动比i3.0mm6V带轮直径d190mm7d2280.000 mm5最小带轮直径75.00

10、mm8V带的速度V6.78m/s9小带轮的包角145.93度计算过程：1确定设计功率1工作情况系数KA由p102,表7.6查得1.22设计功率Pd4.8kW2选取带型1由p103,图7.11查取A型带3确定带轮的基准直径1小带轮直径dd1由p103,表7.7查得90.0mm2大带轮直径dd2 300.0mm由p101,表7.3查得 280.0mm3传动比i 3.04传动比误差i 3.7%可用4验算带的速度1带的速度v6.78m/s<25符合要求5确定带长和中心距1初选中心距3002最小中心距amin259mm3最大中心距amax740mm4初选中心距a0300.00 mm5V带的基准长度

11、L'd1210.98mmLd由p95,表7.2查得1250.0mm6实际中心距a319.51mm1小带轮的包角145.93度7确定带的根数1单根V带所能传递功率p0由p101,表7.3查得1.07kW2弯曲影响系数Kb由p102,表7.4查得0.0007725 3传动比系数Ki由p102,表7.5查得1.14 4功率增量p00.1342kW5包角修正系数K由p104,表7.8查得0.94 6长度系数KL由p95,表7.2查得0.93 7带的根数z4.79根5 根8计算初拉力1单位长度质量m由p94,表7.1查得0.10 kg/m2初拉力F0130.46N9计算轴压力1轴压力Q1252.

12、80N2.1.高速级齿轮传动设计齿轮传动设计（软齿面）计算项目参数公式结果单位已知：1额定功率P3.10kW2转速n1480.000 r/min3传动比i4.24工作条件载荷变动小5工作时间t3班班制6使用期限5.00 年齿轮传动设计结果:1小齿轮齿数Z1212大齿轮齿数Z2893模数Mn3.50 mm4螺旋角11.55中心距a140mm6分度园直径d153.63mm7d2227.04mm8小齿轮的宽度B166mm9大齿轮的宽度B259mm计算过程:1选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级1小齿轮材料小齿轮材料均选用40Cr2小齿轮热处理调质处理3大齿轮材料大齿轮材料均选用40Cr4大齿轮热处理

13、调质处理5传动精度等级8级2初步确定主要参数1小齿轮传递转矩T161677.08Nmm2小齿轮齿数Z1初选213大齿轮齿数Z2Z2=uz88.2圆整894传动比ii=Z2/Z14.2 误差0.77%合格5螺旋角初选126齿宽系数d由p144,表8.6查得1.10 7端面重合度1.658轴面重合度1.563齿面接触疲劳强度设计1使用系数KA由p130,表8.3查得1.00 2动载系数Kvt试选1.11 3齿向载荷分布系数K由p132,图8.11查得1.11 4齿间载荷分布系数K由p133,表8.4查得1.20 5弹性系数ZE由p136,表8.5查得189.80 6节点区域系数ZH由p136,图8

14、.14查得2.46 7重合度系数Z由p136,图8.15查得0.78 8螺旋角系数Z由p142,图8.24查得0.99 9小齿轮的接触疲劳极限应力Hlim1由p146,图8.28查得570.00 MPa10大齿轮的接触疲劳极限应力Hlim2由p146,图8.28查得390.00 MPa11小齿轮应力循环次数N157.60 107次12大齿轮应力循环次数N213.71 107次13寿命系数ZN1由p147,图8.29查得1.08 14寿命系数ZN2由p147,图8.29查得1.11 15安全系数SH由p147,表8.7查得1.00 16小齿轮的许用接触应力H1615.60 MPa17大齿轮的许用

15、接触应力H2432.90 MPa18许用接触应力HH=H2432.90 MPa19分度圆直径dt151.10 mm20小齿轮运动速度V1.28 mm/s21动载系数Kv由p131,图8.7查得1.11 22修正分度圆直径d152.05 mm4齿轮参数计算1模数mn2.42 mm由p124,表8.1查得2.50 mm2中心距aa=mn(z1+z2)/2cos140.59 mm圆整140.00 mm3螺旋角11.50 度4小齿轮分度圆直径d153.63 mm5大齿轮分度圆直径d2227.04 mm6大齿轮宽度b258.99 mm圆整59.00 mm7小齿轮宽度b166.00 mm8小齿轮当量齿数Z

16、v122.32 9大齿轮当量齿数Zv294.58 5齿根弯曲疲劳强度校核1小齿轮的齿形系数YF1由p139,图8.19查得2.70 2大齿轮的齿形系数YF2由p139,图8.19查得2.23 3小齿轮的应力修正系数Ys1由p139,图8.20查得1.57 4大齿轮的应力修正系数Ys2由p139,图8.20查得1.79 5重合度系数Y由p140,图8.21查得0.72 6螺旋角系数Y由p143,图8.26查得0.90 7小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1由p146,图8.28查得220.00 MPa8大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2由p148,图8.28查得170.00 MPa9寿命系数YN1

17、由p147,图8.30查得1.00 10寿命系数YN2由p147,图8.30查得1.00 11安全系数SF由p147,表8.7查得1.25 12小齿轮的许用弯曲应力F1176.00 MPa13大齿轮的许用弯曲应力F2136.00 MPa14弯曲应力F163.39 MPa15弯曲应力F259.69 MPa2.2低速级齿轮传动设计齿轮传动设计（硬齿面）计算项目参数公式结果单位已知：1额定功率P4.00 kW2转速n1114.29 r/min3传动比i2.99 4工作条件5工作时间t3.00 班制6使用期限5.00 年齿轮传动设计结果:1小齿轮齿数Z1242大齿轮齿数Z2713模数Mn3.50 mm

18、4螺旋角12.05 5中心距a170.00 mm6分度圆直径d185.890 mm7d2254.090 mm8小齿轮的宽度B1102.0 mm9大齿轮的宽度B295.0 mm计算过程:1选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级1小齿轮材料齿轮材料选用40Cr2小齿轮热处理小齿轮调质处理3大齿轮材料齿轮材料选用40Cr4大齿轮热处理大齿轮调质处理5传动精度等级8级2初步确定主要参数1小齿轮传递转矩T1246246.98 Nmm2小齿轮齿数Z1初选243大齿轮齿数Z2Z2=u*Z171.76圆整714传动比ii=Z2/Z12.99 5误差-1.06%合格6螺旋角初选12.00 度7齿宽系数d由p144

19、,表8.6查得1.10 8端面重合度1.67 9轴面重合度1.78 3齿根弯曲疲劳强度设计1使用系数KA由p130,表8.3查得1.00 2动载系数Kvt试选1.09 3齿向载荷分布系数K由p132,图8.11查得1.11 4齿间载荷分布系数K由p133,表8.4查得1.20 5小齿轮当量齿数Zv125.66 6大齿轮当量齿数Zv275.91 7小齿轮的齿形系数YF1由p139,图8.19查得2.60 8大齿轮的齿形系数YF2由p139,图8.19查得2.28 9小齿轮的应力修正系数Ys1由p139,图8.20查得1.59 10大齿轮的应力修正系数Ys2由p139,图8.20查得1.74 11

20、重合度系数Y由p140,图8.21查得0.71 12螺旋角系数Y由p143,图8.26查得0.90 13小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1由p146,图8.28查得220.00 MPa14大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2由p148,图8.28查得170.00 MPa15小齿轮应力循环次数N113.71 107次16大齿轮应力循环次数N24.59 107次17寿命系数YN1由p147,图8.30查得1.00 18寿命系数YN2由p147,图8.30查得1.00 19安全系数SF由p147,表8.7查得1.25 20小齿轮的许用弯曲应力F1176.00 MPa21大齿轮的许用弯曲应力F2130.

21、00 MPa22小齿轮的模数Mn12.56 mm23大齿轮的模数Mn21.33 mm24模数Mn选取3.89 mm25小齿轮运动速度V0.50 mm/s26动载系数Kv由p131,图8.7查得1.09 27修正模数Mn3.67 mm28模数Mn由p124,表8.1查得3.5mm4齿轮参数计算1中心距a166.25 mm圆整170.00 mm2螺旋角12.05 度3小齿轮分度圆直径d185.89 mm4大齿轮分度圆直径d2254.09 mm5大齿轮宽度b294.48 mm圆整95.00 mm6小齿轮宽度b1102.00 mm5齿面接触疲劳强度校核1弹性系数ZE由p136,表8.5查得189.80

22、 2节点区域系数ZH由p136,图8.14查得2.46 3重合度系数Z由p136,图8.15查得0.78 4螺旋角系数Z由p142,图8.24查得0.99 5小齿轮的接触疲劳极限应力Hlim1由p146,图8.28查得570.00 MPa6大齿轮的接触疲劳极限应力Hlim2由p146,图8.28查得390.00 MPa7寿命系数ZN1由p147,图8.29查得1.11 8寿命系数ZN2由p147,图8.29查得1.11 9安全系数SH由p147,表8.7查得1.00 10小齿轮的许用接触应力H1632.70 MPa11大齿轮的许用接触应力H2409.50 MPa12许用接触应力H409.50

23、MPa13接触应力H417.77 MPaMPa2.3.高速级和低速级各个齿轮参数整理如下：表4 齿轮参数表格（除齿数未注尺寸；mm）高速级齿轮传动设计小齿轮齿数大齿轮齿数模数(mm)螺旋角传动比中心距(mm)分度园直径(mm)Z1Z2Mniad1d221892.511.50 4.214053.63 227.04 低速级齿轮传动设计小齿轮齿数大齿轮齿数模数(mm)螺旋角传动比中心距(mm)分度园直径(mm)Z1Z2Mniad1d224713.512.05 2.9917085.89 254.09 2.4齿轮结构设计高速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大齿轮结构设计1、小齿

24、轮结构设计端面模数=3.5/11.5=3.617端面压力端面齿顶高系数端面顶隙系数=0.25cos14.61°=0.243齿顶高=0.981*3.617=3.548mm齿根高=（0.981+0.243）3.617=4.427mm全齿高=3.584+4.207=7.975mm齿顶圆直径=65.11+23.548=57.5mm齿根圆直径=65.11-24.427=51.14mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=49mm，则小齿轮处的键选择为8725则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离所以I轴为 ，如图3所示。2、大齿轮结构设计由于=274.89mm>200mm,故选择腹板式结构，

25、如图2所示（具体由教材图8.23a所示）。齿顶圆直径=222.04+23.548=229.5mm齿根圆直径3.548=215.94mm其相关尺寸如下：图2 腹板式齿轮结构图=1.6*d=1.670=112mm=-10=220.096-103.5=185.096mm=0.5(+)=148.548mm=0.25(-)=18.274mm=(2.54)=3.54=14mmC=(0.20.3)b=4mm6mm,取C=5mm。=3.5=14.61d=25t=4h=7d1=53.63选齿轮轴d=70b=20=112.00mm=185.096mm=148.548mm=14mmC=5mm低速级齿轮结构设计项 目

26、计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大齿轮结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=3/cos13.63=3.5mm端面压力角=20.532端面齿顶高系数=1cos=0.972端面顶隙系数=0.25cos=0.243齿顶高=0.9723.09=3.00mm齿根高=（0.972+0.243）3.09=3.75mm全齿高=3.00 +3.75=6.75mm齿顶圆直径=82.85+23=85.89mm齿根圆直径=82.85-23.75=76.85mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=82mm，则小齿轮处的键选择为12842。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离所以轴为齿轮轴，如图4所示。2、大齿轮结构

27、设计由于=213mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所示。齿顶圆直径=254.09+23.09=261mm齿根圆直径=254-23.09=248mm其相关尺寸与上述高速级大齿轮设计相同，求得：=1.6*d=70.4mm=219.18-10*3=189.18mm=0.5*(70.4+189.18)=129.79mm=29.70mm=12mm C=2.43.6=3mm。选齿轮轴腹板式结构 第四章 轴的设计计算1.10. 轴的材料选择项 目计算及说明结 果轴的材料根据工作条件，初选、轴材料均为40Cr，均调质处理。1.11. 轴的结构设计轴直径估算计算项目参数公式结果单位已知：1I轴传递

28、的功率P3.04 kW2II轴传递的功率P2.88 kW3III轴传递的功率P2.74 kW4I轴的转速n480.00 (r/min)5II轴的转速n114.29 (r/min)6III轴的转速n38.22 (r/min)计算过程:1I轴的材料40Cr2II轴的材料40Cr3III轴的材料40Cr1I轴的直径估算系数C1062II轴的直径估算系数C1063III轴的直径估算系数C1061I轴的最小直径d1min19.74 mm2II轴的最小直径d2min31.29 mm3III轴的最小直径d3min48.785 mm项 目计算及说明结 果1、轴的结构设计2、轴的结构设计3、轴的结构设计1、轴的

29、结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径=20.9mm （由教材表10.2查得C=106） 考虑到有一个键直径需加大5%，取整为=22。(2)、各轴段直径的确定图3 输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。：最小直径，安装带轮的外伸段取22mm。：轴承端盖处直径为26mm。：所以轴径取30mm。：过渡台阶段为32mm 。：齿轮轴段，按所安装的齿轮将轴设计成齿轮轴，故取32mm。d:过渡台阶处，取32mm。：滚动轴承处，同样取轴径为30mm。(3)、各轴段长度确定：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取故取52mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取53mm。：由轴承及

30、挡油环确定，取16mm。：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取117mm。：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为52mm。：过渡轴段取为57mm。：由轴承及挡油环确定，取16mm。2、轴的结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=105）考虑到有一个键直径需加大5%，则取整为mm(2)、各轴段直径的确定图4 中间轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取35mm。：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值,取37mm。：轴肩处取为42mm。：高速级大齿轮轴段取35mm。(3)、各轴段长度确定：由轴承，挡油盘及套筒确定取80mm。：齿轮轴

31、处，有小齿轮宽度确定，为57mm。：轴段过渡处取10mm。：取为132mm。3、轴的结构设计(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=97） 考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。(2)、各轴段直径的确定图5 输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。：最小轴径处连接联轴器决定，取为50mm。：轴承端盖处轴段取58mm。：安装轴承处取轴径为60mm。：过渡台阶段取69mm。：齿轮轴肩处取79mm。：低速级大齿轮处取60mm。 (3)、各轴段长度确定：由联轴器确定，取112mm。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取98mm。：由轴承、挡油环确定，取22mm。：

32、过渡台阶段取117mm。：齿轮轴肩处取为 7mm。：比低速级大齿轮轮毂宽度小2，取为128mm。=22mm=26mm=30mm=32mm=32mmd=32mm=30mm=52mm=53mm=16mm=117mm=66mm=57mm=16mm=35mm=42mm=35mm=80mm=57mm=10mm=132mm=50mm=58mm=60mm=69mm=79mm=60mm=112mm=98mm=22mm=117mm=7mm=128mm1.12. 轴的校核项 目计算及说明结 果已知数据1、轴的受力分析2、计算弯矩3、校核轴的强度已知数据：以低速轴为例进行校核，T=246246.98N·m

33、 (1)、计算支撑反力齿轮圆周力：齿轮轴向力：齿轮径向力：根据作图求得跨距为：图6 轴的受力分析在水平面上：由式可知的方向与假设方向相同。在垂直平面上：轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力3、计算弯矩在水平面上剖面左侧 剖面右侧在垂直平面上合成弯矩剖面左侧剖面右侧4、校核轴的强度剖面的右侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面的右侧为危险面。由附表10.1得:抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力 对于调质处理的40Gr钢，由表10.1查得:键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得:。绝对尺寸系数，由附图10.1查得:。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得:所以求得安

34、全系数 :查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。合格。 第五章 滚动轴承的选择及校核计算1.13. 滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴30mm角接触球轴承6206轴35mm角接触球轴承6207轴60mm角接触球轴承62121.14. 滚动轴承校核 轴承类型选择和寿命计算以中间轴轴承为例，由机械设计手册查7214C轴承的。计算轴承轴向力图7 轴承布置及受力图 由机械设计表11.13查得7214C轴承内部轴向力计算公式，则轴承I、II的内部轴向力为：以及的方向如图7所示。与同向。+=736.11+475.82=1211.93N

35、,故+>，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可知轴承I将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=1211.93N,=736.11N。比较两轴承的受力：因,故需校核轴承I。计算当量载荷由,查表11.12得。由机械设计第五版表11.12得X=0.44,Y=1.30当量动载荷、校核轴承寿命 由机械设计手册查的选用7209C角接触球轴承,轴承在100摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五版表11.10得。故轴承I的寿命预期寿命,显然，故满足要求。 第六章 键联接的选择及计算1.15. 键连接的选择本设计中采用了普通A型平键连接，具体选择如下表所示：

36、表5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴22mmA型键6×6×321轴37mmA型键10×8×601轴50 A型键14×9×90160mm A型键18×11×8011.16. 键连接的校核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核3、轴上键的校核1、轴上键的校核 带轮处的键连接压力为： 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知，显然，,故强度足够。2、轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为：，,故强度足够。3、轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为：，显然，,故强度足够。 (2)、齿轮处的键连接压力

37、为：，,故强度足够。合格合格合格合格 第七章 联轴器的选择与校核1.17. 低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为55mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为LX4联轴器JA55112GB/T5014-2003。其公称转速为2500N·m，许用转速为3870r/min，轴孔长度为112mm，故符合要求，可以使用。 第八章 减速器润滑方式和密封类型选择1、润滑方式的选择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11查得润滑油可采用代号为L-AN22的全损耗系统用油GB 443-1989。根据机械设计

38、手册表7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492-1989。2、密封类型的选择减速器的密封方式采用毡圈油密封。 第九章 减速器附件的选择和设计1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。其结构设计如装配图中所示。2. 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其结构设计如装配图中所

39、示。3.油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 其结构设计如装配图中所示。4.通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 其结构设计如装配图中所示。5 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。7.定位销为了保证箱体轴承座孔

40、的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。 第十章 减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表6 减速器箱体的结构设计尺寸减速器箱体主要结构尺寸计算项目参数公式结果计算值单位已知：1低速级中心距a170 mm箱座结构尺寸:1箱座壁厚87.1mm2箱盖壁厚186.3mm3箱座凸缘厚度b1212mm4箱盖凸缘厚度b11212mm5箱座底凸缘厚度b22020mm6地脚连接螺栓直径df1818mm7地脚连接螺栓数目n44mm8地脚连接螺栓到外壁距离C1见p161表11216169地脚连接螺栓到边缘距离C2见p161表112141410轴承旁连接螺栓直径d11414mm11轴承旁连接螺栓到外壁距离C1见p161表1