展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

目录

前 言.............................................................................................................................. 2 第一章 设计说明书 ............................................................................................... 3 §1.1 设计题目 ....................................................................................................... 3 §1.2 工作条件 ....................................................................................................... 3 §1.3原始技术数据（表1） .................................................................................. 3 §1.4 设计工作量 ................................................................................................... 3 第二章 机械装置的总体设计方案 .............................................................................. 4 §2.1 电动机选择 ...................................................................................................................... 4

§2.1.1选择电动机类型 ......................................... 4 §2.1.2选择电动机容量 ......................................... 4 §2.1.3确定电动机转速 ......................................... 4 §2.2 传动比分配 ................................................................................................... 5 §2.2.1总传动比 ............................................... 5 §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 ... 5 §2.3 运动和动力参数计算 ...................................... 5 §2.3.1 0轴（电动机轴）： ...................................... 5 §2.3.2 1轴（高速轴）： ........................................ 5 §2.3.3 2轴（中间轴）： ........................................ 6 §2.3.4 3轴（低速轴）： ........................................ 6 §2.3.5 4轴（卷筒轴）： ........................................ 6 第三章 主要零部件的设计计算 ................................................................................ 7 §3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 ............................................. 7 §3.1.1 高速级齿轮传动设计 .................................... 7 §3.1.2 低速级齿轮传动设计 ................................... 10 §3.3 轴系结构设计 ............................................................................................. 14 §3.3.1 高速轴的轴系结构设计 ................................. 14 §3.3.2 中间轴的轴系结构设计 ................................. 16 §3.3.3 低速轴的轴系结构设计 .................................. 19 第四章 减速器箱体及其附件的设计 ....................................................................... 23 §4.1箱体结构设计 ............................................................................................... 23 §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 ....................................................................... 25 1、减速器的安装 .................................................................................................... 25 2、使用维护 ............................................................................................................ 25 3、减速器润滑油的更换： ............................................................................. 26 参 考 文 献 ............................................................................................................... 25 小 结 ................................................................................................................... 27

《机械设计》课程设计说明书

前 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。

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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 运输机工作轴转矩1 800 1.2 360 2 850 1.25 370 3 900 1.3 380 4 950 1.35 390 5 800 1.4 400 6 850 1.45 410 7 900 1.2 360 8 800 1.3 370 9 850 1.35 380 10 900 1.4 390 T/(N·m) 运输带工作速度v/(m/s) 运输带滚筒直径D/mm 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；（0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。

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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。

§2.1.2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?传动装置的总效率为

24 ???1?2?3?4

2Tnw?5.4kW 9550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?0.962?0.984?0.96?0.8

所需电动机功率为

Pd?Pw??5.4kW?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，Y系列电动机技术数据，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

60?1000v60?1000?1.2nw???63.69(r/min)

?D3.14?360??8~60，故电动机转速的可选范围为 通常，二级圆柱齿轮减速器为i2??i?nw?(8~60)?63.69r/min?512~3840ndr/min

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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 电动机型号 额定功率 /kW 7.5 7.5 同步转速/满载转速 电动机质量 /kg 81 119 总传动比 nm/(r/min) 1500/1440 1000/970 1 2 Y132M-4 Y160M-6 22.5 15.2 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

ia?nm971??15.2 nw63.69§2.2.2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

i1?(1.1~1.5)i2，为了分配均匀取i1?1.2i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1?4.27，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?Pd?7.5kWn0?nm?970r/minT0?9550P0?73N?mn0

§2.3.2 1轴（高速轴）：

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P1?P0?1?7.5kW?0.99?7.425kWn1?n0?970r/minT1?9550P1?73N?mn1

§2.3.3 2轴（中间轴）：

P2?P1?2?3?7.425kW?0.96?0.98?6.99kWn2?n1970??227.2r/mini14.27

PT2?95502?294N?mn2§2.3.4 3轴（低速轴）：

P3?P2?2?3?6.99kW?0.96?0.98?6.57kWn3?n2?63.8r/mini2

PT3?95503?983N?mn3§2.3.5 4轴（卷筒轴）：

P4?P3?2?4?6.57kW?0.99?0.98?6.37kWn4?n3?63.8r/minPT4?95504?953.5N?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 电动机高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 轴 转速970 970 227.2 63.8 63.8 （r/min） 功率(kW) 7.5 7.425 6.99 6.57 6.5 转矩(N*m) 73 73 294 983 953.5 传动比 1 4.27 3.56 1 效率 0.99 0.94 0.94 0.98

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第三章 主要零部件的设计计算

§3.1 展开式二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?85.4，取z2?86。 2． 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 d1t?2.323KT1u?1zE2.(). ?du[?H](1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数Kt?1.3

2) 由以上计算得小齿轮的转矩T1?73N?m

3) 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

N1?60n1jLh?60?970?1?(2?8?300?10)?2.7936?10 N2?N1?2.7963?0.65?109 4.27912?5) 按接触疲劳寿命系数

?HN1?0.92 ?HN2?0.96

6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

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?? 由 ????Nlim 得

S??H?1??HN1?lim1S?0.2?600?552MPa??H?2??HN2?limS

?0.96?550?528MPa（2） 计算：

1) 带入??H?中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为

4KT1u?1zE21.5?7.3?105.27189.82d1t?2.323.().?2.323??()?60.19

?du[?H]14.275282) 圆周速度： ???d1tn60?1000?3.14?60.19?970?3.055m/s

60?10003) 计算齿宽： b??d?d1t?1?60.19?60.19mm 4) 计算齿宽与齿高比：

模数: mt?d1t60.19??3.0095mm ?120 齿高: h?2.25mt?2.25?3.0095?6.77mm

b60.19??8.89 h6.775) 计算载荷系数：

∴

根据??3.055m/s ,7级精度，查得 动载系数 ?V?1.1

对于直齿轮 ?H???F??1

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??1.401 由得?F??1.3

故载荷系数 ???A??V??H???H??1.25?1.1?1?1.422?1.955 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：

d1?d1t3b?8.89，?H??1.48 可查h?1.955?60.19?3?65.75mm ?t1.5d165.75??3.29mm ?1208

7） 计算模数： m?

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3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为 m?32KT1?YFaYSa?2??dz1???F???? ?(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?FE1?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KFN1?0.85,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

??F?1?KFN1?FE1

S???F?2?KFN2?FN2S0.86?500?307.143MPa1.4

0.9?380??244.286MPa1.44) 计算载荷系数K.

K?KAKVKF?KF??1.25?1.1?1?1.3?1.7875 5) 查取齿形系数.

查表得 YFa1?2.80;YFa2?2.21. 6) 查取应力校正系数.

查表得 YSa1?1.55;YSa2?1.776 7) 计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较.

YFa1YSa1

??F?1?YFa2YSa2??F?2

2.21?1.776??0.016067244.2862.8?1.55?0.014383307.143大齿轮的数值大. (2)设计计算

42?1.7875?7.3?10 m?3mm?2.2mm

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,

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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d1?65.75mm,算出小齿轮齿数

z1?d165.75??26， m2.5 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,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径：

d1??1m?2.5?26?65mm（2）中心距：

a?

d2??2m?2.5?112?280mmd1?d265?280??172.5mm 22（3）齿轮宽度：

b??dd1?65mm

取 B2?65mm B1?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240HBS,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

z2?86。

2． 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 d1t?2.323KT1u?1zE2.(). ?du[?H]2) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt?1.5

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《机械设计》课程设计说明书

2） 由以上计算得小齿轮的转矩T1?294N?m

3） 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

N1?60n1jLh?60?227?1?(2?8?300?10)?0.654336?10 N2?N1?0.654336?0.184?109

3.56912?5) 按接触疲劳寿命系数

?HN1?0.96 ?HN2?0.99

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 ????Nlim 得

S??H?1??HN1?lim1S?0.96?600?576MPa??H?2???HN2lim?0.99?550?544.5MPaS

（2） 计算：

1) 带入??H?中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为

4KT1u?1zE21.5?2.94?103.56?1189.82d1t?2.323.().?2.323??()?96.56

?du[?H]13.565282) 圆周速度：

???d1tn60?1000?3.14?95.56?227.2?1.1527m/s

60?10003) 计算齿宽： b??d?d1t?1?96.56?96.56mm 4) 计算齿宽与齿高比：

模数: mt?d1t96.56??4.04mm ?124 齿高: h?2.25mt?2.25?4.04?9mm

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《机械设计》课程设计说明书

b?10.77 h5) 计算载荷系数：

∴

查得 动载系数 ?V?1.1

对于直齿轮 ?H???F??1

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 由得?F??1.43

故载荷系数 ???A??V??H???H??1.986 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：

d1?d1t3b?8.89，?H??1.43 可查h?1.986?96.95?3?106mm ?t1.5d1106??4.43mm ?1247） 计算模数： m?3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为 m?32KT1?YFaYSa?2??dz1???F???? ?(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

??F?1?KFN1?FE1

S???F?2?KFN2?FN2S0.9?500?321.43MPa1.4

0.94?380??255.14MPa1.4计算载荷系数K.

K?KAKVKF?KF??1.25?1.1?1?1.3?1.7875 8) 查取齿形系数.

查表得 YFa1?2.65;YFa2?2.21.

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9) 查取应力校正系数.

查表得 YSa1?1.58;YSa2?1.775 10)计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较.

YFa1YSa1

??F?1?YFa2YSa2??F?2

2.21?1.776??0.0154244.2862.8?1.55?0.013307.143大齿轮的数值大. (4)设计计算

52?1.7875?2.94?10 m?3mm?3mm 21?24 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,算出小齿轮齿

z1?d1105??33， m3 大齿轮齿数 z2?3.56?33?117，取z2?117.

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：

d1??1m?33?3?99mmd2??2m?117?3?351mm（2）中心距：

a?

d1?d299?351??225mm 22（3）齿轮宽度：

b??dd1?99mm

取 B2?99 , B1?104mm

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§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段为齿轮,如图2所示:

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A0为110。

P7.425?所以,有该轴的最小轴径为: d11?A031?110?3?21.76 n1970考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

??d11?(1?6%)d11?1.06?21.76?23.06 标准化取d11?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 P?d11?C131 n1计算结果 21.76 25 60 30(27.848) 50 35 第1段 ??d11?(1?6%)d11(考虑键槽影响) L11?60 d12?d11?2?0.09d11 第2段 (由唇形密封圈尺寸确定) L12?l2??3?B1?l?B0?l0??l d13由轴承尺寸确定 第3段 (轴承预选6007 B1?14)

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L13?B1?Bh??l d14?d13?2?0.09d13 第4段 25 42.5(41.3) 145 65 70 41 10 35 25 L14?L0??2?BZ1 d15?齿顶圆直径 第5段 L15?齿宽 d16?d14 第6段 L16??4 d17?d13 第7段 L17?B1?Bh 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3

L1=92.5 L2=192.5 L3=40

Ft1?

Fr1?Ft1tan?n?2245.15?tan20??817.5332T12?73000??2246.15d165FAH?FAV?Ft1L32246.15?40??386.43L2?L3192.5?40Fy(L1?L2?L3)?Fr1L3L2?L322?(92.5?192.5?40)?817.5?40?192.5?40

FrA?FAH?FAV?2661.10

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FBH?FBV?Ft1L22246.15?192.5??1859.7L2?L3192.5?40Fy(L1?L2?L3)?Fr1L2L2?L322??2161.75

FrB?FBH?FBV?2330.38三、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7 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 Cr=12.5kN 由手册查出Cr、C0r及e、YC0r=8.60kN 值 e=0.68 计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3FsA=1809.55 FsB=1584.66 类) 计算比值Fa/Fr 确定X、Y值 查载荷系数fP 计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa) 计算轴承寿命 L10h??Cr16670???? n1?max(P?P)AB???FaA /FrA>e FaB /FrB< e XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0 1.2 PA=981.039 PB=981.039 9425.45h 小于 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

16 《机械设计》课程设计说明书

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 A0?110

P6.99?所以,有该轴的最小轴径为: d21?C232?102?3?34.56 n2227.2因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取d21?40 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 P?d21?C232 n2计算结果 33.6 40 25 45(44.68) 77.5 50 12.5 99 109 46 39 40 25 由轴承尺寸确定 第1段 (轴承预选6008 B2?15) L21?B1?Bh ?d22?d21?2?0.07d21 第2段 ?d22?(1?12%)d22(考虑键槽影响) L22?齿宽??2?2.5 d23?d22?2?0.07d22 第3段 L12??4?2.5 d24?分度圆直径 第4段 L24?齿宽 d25?d21 第5段 L25?L0??23?B低z1??22?L24??3?B2 d26?d21 第6段 L21?B1?Bh 17

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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5

由高速轴的受力分析知：

Ft1?

Fr1?Ft1tan?n?2245.15?tan20??817.5332T12?73000??2246.15d165Ft2?2T22?294000??5938.39d299Fr2?FT2tan?n?5938.39?tan20??2167.76

FAH?FAV?Ft1L3?Ft2(L2?L3)?6433.13L1?L2?L3Fr2(L2?L3)?Fr1L3??1559.24

L1?L2?L322FrA?FAH?FAV?6619.40FBH?FBV?Ft2L1?Ft1?L1?L2??5437.35L1?L2?L3Fr1(L1?L2)?Fr2L1??122.53

L1?L2?L322FrB?FBH?FBV?5438.73Fa?Fa1?Fa2?901.09 三、轴承的寿命校核

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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9 轴承寿命校核步骤及计算结果 计算结果 计算步骤及内容 6007 A端 由手册查出Cr、C0r及e、Y值 确定X、Y值 查载荷系数fP 计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa) 计算轴承寿命 L10h?Cr16670? ?????n1?max(PA?PB)??B端 Cr=29kN C0r=19.2kN e=0.68 X= 1 Y=0 1.2 PA=4976.72 PB=5982.60 10179.13h 小于 12480h 由计算结果可见轴承6007合格, §3.3.3 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:

87654321 19

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图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

A0?112

P6.57?所以,有该轴的最小轴径为: d31?A033?112?3?52.49 n363.8考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

??d31?(1?6%)d31?1.06?51.16?55.64 标准化取d31?60

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 P?d31?C333 n3计算结果 52.49 60(55.64) 142 64(63.84) 50 66 16 第1段 d31?(1?6%)d31(考虑键槽影响) ??L11(由联轴器宽度尺寸确定) d32?d31?2?0.07d31 第2段 (由唇形密封圈尺寸确定) L32?l2??3?B3?l?B0?l0??l d33?d32?2?0.07d32 第3段 L33?16 d34由轴承尺寸确定 第4段 (轴承预选6014C B4?20) L33?B3?Bh??l 70 24 78 75 88 d34?d35?8 第5段 L34?L0?（B低z1?B低z2）/2?20 第6段 d36?d35?2?0.07d36 20

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L35?20 d37?d36?2?0.07d36 第7段 20 80(79.8) 119 70 24 L35?齿宽+10 d38?d34 第8段 L38?B3?Bh 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7

L1=71.5 L2=119

由中间轴的受力分析知：

Ft2?2T22?294000??5938.39d299Fr2?FT2tan?n?5938.39?tan20??2167.76

FAH?FAV?Ft2L2?4932.22L1?L2Fr2L2?1854.42L1?L222FBH? FBV?Ft2L1?2901.31L1?L2Fr2L1?1090.84L1?L222

FrA?FAH?FAV?5269.31FrB?FBH?FBV?3099.60三、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11 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

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由手册查出Cr、C0r及e、Y值 计算比值Fa/Fr 确定X、Y值 查载荷系数fP 计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa) 计算轴承寿命 L10h?Cr16670???? ?n1?max(PA?PB)???B端 Cr=98.5kN C0r=86.0kN e=0.68 FaA /FrA e XA=1 YA =0 1.2 PA=5796.24 PB=6759.14 763399h 大于 12480h A端 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

FrA?FAH?FAV?5269.31FrB?FBH?FBV?3099.602222MC?FrA?276638.78

（2）、扭矩T图

T3?910060 （3）、当量弯矩

2??MCMC?(?T3)2?612046

（4）、校核

由手册查材料45的强度参数

[??1b]?59MPa C截面当量弯曲应力：

???C?MC612046?30.1dC0.1?(80)3

?11.95?[??1b]由计算结果可见C截面安全。

§3.3.4 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.

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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) 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)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]?110MPa

?p3?2T32?910060??104.85MPa?[?p3] d36lk80?32?7该键联结合格

(2)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[?p4]?110MPa

?p4?2T32?910060??80.25?[?p4] d31lk56?80?5

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 设计结名称 符号 设计依据 果 0.025a+3=8.9 箱座壁厚 δ 9 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8 箱盖壁厚 δ1 0.02a+3≥8 8 箱座凸缘厚度 b 1.5δ 13.35 箱盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 12 箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ 22.25 地脚螺栓直径 df 0.036a+12 20.1 地脚螺栓数目 n a≤250时，n=4 4

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轴承旁联结螺栓直d1 径 箱盖与箱座联接螺d 2 栓直径 轴承端盖螺钉直径d3，n 和数目 窥视孔盖螺钉直径 d4 定位销直径 d 轴承旁凸台半径 R1 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆距内壁距离 10 7 10 120 安装螺栓直径 至外箱壁距离 至凸缘边距离 沉头座直径 dx c1min c2min Dmin h l1 ?1 0.75df (0.5～0.6)df (0.4～0.5)df,n (0.3～0.4)df (0.7～0.8) d 2 c2 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 c1+c2+ (5～10) ＞1.2δ 16 12 6,4 8 8 16 34 42 10 M8 13 11 20 M10 16 14 24 M12 18 16 26 M16 22 20 32 螺栓扳手空间与凸缘厚度

油塞 1

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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1~3h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

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0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是

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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—40~45℃，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、减速器润滑油的更换：

（1）减速器第一次使用时，当运转150~300h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500~1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h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 考 文 献

1 <<机械设计>>第八版 高等教育出版社 ，2006

2 <<机械设计课程设计>>第1版 . .机械工业出版社 ,2004

3 <<机械原理>> 清华大学出版社 ,1999

4 <<材料力学 >> 高等教育出版社 ,2004

5 <<机械制图>>

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小 结

转眼三周的时间过去了，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。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/jo83.html