(論文)展開式二級圓柱齒輪減速器設計說明書1(2013年優(yōu)秀畢業(yè)設計論文)

理工大學 課程設計說明書 課題名稱：展開式二級圓柱齒輪減速器 學 院： 專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化專業(yè) 學 號： 學 生: 指導教師： 教務處 年 月 日 機械設計課程設計說明書 2 機械設計課程設計評閱書 題目展開式二級圓柱齒輪減速器 學生姓名學號 指導教師評語及成績 指導教師簽名： 年 月 日 答辯評語及成績 答辯教師簽名： 年 月 日 教研室意見 總成績 ： 室主任簽名： 年 月 日 機械設計課程設計說明書 3 目錄目錄 前前 言言4 第一章第一章 設計說設計說明明書書5 1.11.1 設計題目.5 1.21.2 工作條件.5 1.31.3 原始技術數據（表 1） 5 1.41.4 設計工作量.5 第二章 機械裝置的總體設計方案6 2.1 電動機選擇6 2.1.1 選擇電動機類型6 6 2.1.2 選擇電動機容量6 6 2.1.3 確定電動機轉速6 6 2.2 傳動比分配.7 2.2.1 總傳動比7 7 2.2.2 分配傳動裝置各級傳動比考慮到傳動裝置的外部空間尺寸取 V 7 7 2.32.3 運運動動和和動動力參數力參數計計算算7 7 2.3.1 0 軸（電動機軸）： 7 7 2.3.2 1 軸（高速軸）： 7 7 2.3.3 2 軸（中間軸）： 8 8 2.3.4 3 軸（低速軸）： 8 8 2.3.5 4 軸（卷筒軸）： 8 8 第三章 主要零部件的設計計算9 機械設計課程設計說明書 4 3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計9 3.1.1 高速級齒輪傳動設計9 9 3.1.2 低速級齒輪傳動設計1212 3.3 軸系結構設計.16 3.3.1 高速軸的軸系結構設計 1616 3.3.2 中間軸的軸系結構設計 1818 3.3.3 低速軸的軸系結構設計2121 第四章第四章 減速器箱體及其附件的減速器箱體及其附件的設計設計25 4.1 箱體結構設計 .25 4.2 減速器附件的設計 .27 第五章第五章 運運輸輸、安裝和使用、安裝和使用維護維護要求要求.28 1、減速器的安裝、減速器的安裝28 2、使用、使用維護維護28 3、 、減減速速器器潤潤滑滑油油的的更更換換： ： .28 參參 考考 文文 獻獻28 小小 結結30 前前 言言 機械設計綜合課程設計在機械工程學科中占有重要地位，它是理論應用于 實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設計培養(yǎng)了我們機械設計中的總體設計能力，將機 機械設計課程設計說明書 5 械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械 零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓 練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機械系 統創(chuàng)新設計的能力，增強了機械構思設計和創(chuàng)新設計。 本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一 種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地 應用于礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機械、環(huán)保及 食品輕工等領域。 本次設計綜綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使 已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一 般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題，解決問題的 能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮 技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。 最后借此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學 表示衷心的感謝。 由于缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提 出寶貴意見。 第一章第一章 設計說明書設計說明書 1.11.1 設計題目 機械設計課程設計說明書 6 用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖 1 所示。 圖 1 1.21.2 工作條件 連續(xù)單向運轉，有輕微振動，空載啟動，運輸帶速度允許速度誤差為。使用%5 期限為 10 年，小批量生產，兩班制工作。 1.31.3 原始技術數據（表 1） 表表 1 展開式二級圓柱齒輪減速器設計原始技術數據展開式二級圓柱齒輪減速器設計原始技術數據 數據組編號 12345678910 運輸機工作軸轉矩 T/(Nm) 800850900950800850900800850900 運輸帶工作速度 v/(m/s) 1.21.251.31.351.41.451.21.31.351.4 運輸帶滾筒直徑 D/mm 360370380390400410360370380390 本本設計說設計說明明書書以第以第 1 組組數據數據為設計為設計依據依據 1.41.4 設計工作量設計工作量 （1）減速器裝配圖一張；（0 號圖紙） （2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸，3 號圖紙）； （3）設計說明書一份。 機械設計課程設計說明書 7 第二章第二章機械裝置的總體設計方案機械裝置的總體設計方案 2.12.1 電動機選擇 2.1.12.1.1 選擇電動機類型選擇電動機類型 按工作要求選用 Y 系列（IP44）全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。該電 動機的工作條件為：環(huán)境溫度-15- +40，相對濕度不超過 90%，電壓 380V，頻 率 50HZ。 2.1.22.1.2 選擇電動機容量選擇電動機容量 電動機所需工作功率（kW）為 d P w d P P 工作機所需功率（kW）為 w PkW Tn P w w 4 . 5 9550 傳動裝置的總效率為 4 4 3 2 2 2 1 按機械課程設計手冊表 2-4 確定各部分效率為:聯軸器效率為，閉99.0 1 式齒輪傳動效率，滾動軸承，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 所需電動機功率為 kW kWP P w d 5 . 7 8 . 0 4 . 5 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。由機械課程設計手冊表 20- ed P d P 1，Y 系列電動機技術數據，選電動機的額定功率為 7.5kW。 ed P 2.1.32.1.3 確定電動機轉速確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速 機械設計課程設計說明書 8 min)/(69.63 36014 . 3 2 . 1100060100060 r D v nw 通常，二級圓柱齒輪減速器為，故電動機轉速的可選范圍為608 2 i min/3840512min/69.63)608(rrnin wd 符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min,1500r/min 和 3000r/min,其中減速器以 1500 和 1000r/min 的優(yōu)先，所以現以這兩種方案進行比較。由機械課程設計手 冊第二十章相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比列于表 2： 表表 2 2 額定功率為時電動機選擇對總體方案的影響額定功率為時電動機選擇對總體方案的影響 方案電動機型號 額定功率 /kW 同步轉速/滿載轉速 /(r/min) m n 電動機質量 /kg 總傳動比 1Y132M-47.51500/14408122.5 2Y160M-67.51000/97011915.2 表 2 中，方案 1 與方案 2 相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量 及總傳動比，為使傳動裝置結構緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案 2，即所選電動機型號為 Y160M-6。 2.22.2 傳動比分配 2.2.12.2.1 總傳動比總傳動比 2 . 15 69.63 971 w m a n n i 2.2.22.2.2 分配傳動裝置各級傳動比分配傳動裝置各級傳動比 減速器的傳動比 為 15.2,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的i ，為了分配均勻取，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的 21 )5 . 11 . 1 (ii 21 2 . 1 ii 傳動比，低速級的傳動比。27 . 4 1 i56 . 3 2 i 機械設計課程設計說明書 9 2.32.3 運動和動力參數計算運動和動力參數計算 2.3.12.3.1 0 0 軸（電動機軸）：軸（電動機軸）： 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 軸（高速軸）：軸（高速軸）： 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 軸（中間軸）：軸（中間軸）： 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 軸（低速軸）：軸（低速軸）： 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 軸（卷筒軸）軸（卷筒軸）： mN n P T rnn kWkWPP 5 . 9539550 min/ 8 . 63 37 . 6 98 . 0 99 . 0 57 . 6 4 4 4 34 4234 運動和動力參數的計算結果加以匯總，列出表 3 如下： 機械設計課程設計說明書 10 項目電動機 軸 高速軸中間軸低速軸卷筒軸 轉速（r/min） 970970227.263.863.8 功率(kW)7.57.4256.996.576.5 轉矩(N*m) 7373294983953.5 傳動比 14.273.561 效率0.990.940.940.98 第三章第三章 主要零部件的設計計算主要零部件的設計計算 3.13.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計 3.1.13.1.1 高速級齒輪傳動設計 1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用 7 級精度（GB 10095-88）。 3) 材料選擇。考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，兩級 圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒 面硬度分別為 240HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數，大齒輪的齒數為，取。20z 4 . 852027 . 4 2 z86 2 z 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 機械設計課程設計說明書 11 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d (1) 確定公式內的各計算數值 1) 試選載荷系數3 . 1 t K 2) 由以上計算得小齒輪的轉矩mNT 73 1 3) 查表及其圖選取齒寬系數，材料的彈性影響系數，按1d 2 1 8 .189 MPaZE 齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強MPa H 600 1lim 度極限。.550 2lim MPa H 4)計算應力循環(huán)次數 9 11 107936 . 2 )1030082(19706060 h jLnN 91 2 1065 . 0 27 . 4 7963 . 2 N N 5) 按接觸疲勞壽命系數 92 . 0 1 HN96 . 0 2 HN 6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1，安全系數 S=1 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 52855096 . 0 5526002 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 計算： 1) 帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的最小值為 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) 圓周速度： sm nd t /055 . 3 100060 97019.6014. 3 100060 1 機械設計課程設計說明書 12 3) 計算齒寬： mmdb td 19.6019.601 1 4) 計算齒寬與齒高比： 模數: mm d m t t 0095 . 3 20 19.60 1 1 齒高: mmmh t 77 . 6 0095 . 3 25 . 2 25 . 2 89 . 8 77 . 6 19.60 h b 5) 計算載荷系數： 根據 ,7 級精度，查得 動載系數 sm/055 . 3 1 . 1V 對于直齒輪 1 FH 查得使用系數 用插值法查得 7 級精度小齒輪25 . 1 A 非對稱布置時， 由， 可401 . 1 H 89 . 8 h b 48 . 1 H 查得 3 . 1 F 故載荷系數 955 . 1 422 . 1 11 . 125 . 1 HHVA 6) 按實際載荷系數校正分度圓直徑： mmdd t t 75.65 5 . 1 955 . 1 19.60 3 3 11 7） 計算模數： mm d m29 . 3 20 75.65 1 1 3按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設計公式為 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (1) 確定公式內的各計算數值 1) 查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極;500 1 MPa FE 機械設計課程設計說明書 13 限;MPa FE 380 2 2) 查圖取彎曲疲勞壽命系數;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 3) 計算彎曲疲勞許用應力. 取彎曲疲勞安全系數 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) 計算載荷系數 K. 7875 . 1 3 . 111 . 125 . 1 FFVA KKKKK 5) 查取齒形系數. 查表得 .21 . 2 ;80 . 2 21 FaFa YY 6) 查取應力校正系數. 查表得 776 . 1 ;55 . 1 21 SaSa YY 7) 計算大、小齒輪的并加以比較. 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 大齒輪的數值大. (2) 設計計算 mmmmm2 . 2 201 103 . 77875 . 1 2 3 2 4 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強m 度計算的模數,由于齒輪模數的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面 機械設計課程設計說明書 14 接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積)有關,可取 彎曲強度算得的模數 2.2，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度5 . 2m 圓直徑,算出小齒輪齒數mmd75.65 1 ，26 5 . 2 75.65 1 1 m d z 大齒輪齒數 ，取.1122627 . 4 2 z112 2 z 這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強 度,并做到結構緊湊,避免浪費. 4. 幾何尺寸計算 （1） 分度圓直徑： mmmd mmmd 2801125 . 2 65265 . 2 22 11 （2）中心距： mm dd a 5 . 172 2 28065 2 21 （3）齒輪寬度： mmdb d 65 1 取 mmB65 2 mmB70 1 3.1.23.1.2 低速級齒輪傳動設計低速級齒輪傳動設計 1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用 7 級精度（GB 10095-88）。 3) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，兩級 圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒 面硬度分別為 240HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數，大齒輪的齒數為，取。24z44.8556 . 3 24 2 z86 2 z 機械設計課程設計說明書 15 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 確定公式內的各計算數值 1 試選載荷系數5 . 1 t K 2 由以上計算得小齒輪的轉矩mNT 294 1 3 查表及其圖選取齒寬系數，材料的彈性影響系數，按1d 2 1 8 .189 MPaZE 齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲MPa H 600 1lim 勞強度極限。.550 2lim MPa H 4 計算應力循環(huán)次數 9 11 10654336 . 0 )1030082(12276060 h jLnN 91 2 10184 . 0 56 . 3 654336 . 0 N N 5) 按接觸疲勞壽命系數 96 . 0 1 HN99 . 0 2 HN 6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1，安全系數 S=1 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 5 . 54455099 . 0 57660096 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 計算： 1) 帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的最小值為 H 1t d 機械設計課程設計說明書 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) 圓周速度： sm nd t /1527 . 1 100060 2 . 22756.9514 . 3 100060 1 3) 計算齒寬： mmdb td 56.9656.961 1 4) 計算齒寬與齒高比： 模數: mm d m t t 04 . 4 24 56.96 1 1 齒高: mmmh t 904 . 4 25 . 2 25 . 2 77.10 h b 5) 計算載荷系數： 查得 動載系數 1 . 1V 對于直齒輪 1 FH 查得使用系數 用插值法查得 7 級精度小齒輪25 . 1 A 非對稱布置時， 由， 可查43 . 1 H 89 . 8 h b 43 . 1 H 得 43 . 1 F 故載荷系數 986 . 1 HHVA 6) 按實際載荷系數校正分度圓直徑： mmdd t t 106 5 . 1 986 . 1 95.96 3 3 11 7） 計算模數： mm d m43 . 4 24 106 1 1 3按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設計公式為 機械設計課程設計說明書 17 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (3) 確定公式內的各計算數值 查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度;500 1 MPa FE 極限;查圖取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲MPa FE 380 2 ;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 疲勞許用應力. 取彎曲疲勞安全系數 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 計算載荷系數 K. 7875 . 1 3 . 111 . 125 . 1 FFVA KKKKK 8) 查取齒形系數. 查表得 .21 . 2 ;65 . 2 21 FaFa YY 9) 查取應力校正系數. 查表得 775 . 1 ;58 . 1 21 SaSa YY 10)計算大、小齒輪的并加以比較. 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 大齒輪的數值大. (4) 設計計算 mmmmm3 241 1094. 27875 . 1 2 3 2 5 機械設計課程設計說明書 18 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強m 度計算的模數,由于齒輪模數的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積)有關,可取 彎曲強度算得的模數 3，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓5 . 2m 直徑 105,算出小齒輪齒 ，33 3 105 1 1 m d z 大齒輪齒數 ，取.1173356 . 3 2 z117 2 z 這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強 度,并做到結構緊湊,避免浪費. 4. 幾何尺寸計算 （1） 分度圓直徑： mmmd mmmd 3513117 99333 22 11 （2）中心距： mm dd a225 2 35199 2 21 （3）齒輪寬度： mmdb d 99 1 取 , 99 2 BmmB104 1 3.3 軸系結構設計 3.3.13.3.1 高速軸的軸系結構設計高速軸的軸系結構設計 一、軸的結構尺寸設計 機械設計課程設計說明書 19 根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第 5 段為齒輪,如圖 2 所示: 圖圖 2 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為 合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數為 110。 0 A 所以,有該軸的最小軸徑為: 76.21 970 425 . 7 110 3 3 1 1 011 n P Ad 考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大 6%,于是有: 標準化取06.2376.2106 . 1 %)61 ( 1111 dd25 11 d 其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表: 表表 6 高速高速軸結軸結構尺寸構尺寸設計設計 階梯軸段設計計算依據和過程計算結果 第 1 段 3 1 1 111 n P Cd (考慮鍵槽影響) 1111 %)61 (dd 60 11 L 21.76 25 60 第 2 段 111112 09 . 0 2ddd (由唇形密封圈尺寸確定) llBlBlL 0013212 30(27.848) 50 第 3 段 由軸承尺寸確定 13 d 35 機械設計課程設計說明書 20 (軸承預選 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 齒頂圓直徑 15 d 齒寬 15 L 65 70 第 6 段 1416 dd 416 L 41 10 第 7 段 1317 dd h BBL 117 35 25 二、軸的受力分析及計算 軸的受力模型簡化(見圖 3)及受力計算 圖圖 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 機械設計課程設計說明書 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、軸承的壽命校核 鑒于調整間隙的方便,軸承均采用正裝.預設軸承壽命為 3 年即 12480h. 校核步驟及計算結果見下表: 表表 7 軸軸承壽命校核步承壽命校核步驟驟及及計計算算結結果果 計算結果 6007 軸承計算步驟及內容 A 端B 端 由手冊查出 Cr、C0r 及 e、Y 值 Cr=12.5kN C0r=8.60kN e=0.68 計算 Fs=eFr(7 類)、Fr/2Y(3 類) FsA=1809.55 FsB=1584.66 計算比值 Fa/FrFaA /FrAe FaB /FrB e 確定 X、Y 值XA=1 YA =0 查載荷系數 fP1.2 計算當量載荷 P=Fp(XFr+YFa) PA=5796.24 PB=6759.14 計算軸承壽命 )max( 16670 1 10 BA r h PP C n L 763399h 大于 12480h 由計算結果可見軸承 6014AC、6007 均合格，最終選用軸承 6014。 機械設計課程設計說明書 29 四、軸的強度校核 經分析知 C、D 兩處為可能的危險截面， 現來校核這兩處的強度： （ （1）、合成彎矩）、合成彎矩 60.3099 31.5269 22 22 BVBHrB AVAHrA FFF FFF 78.276638 rAC FM （ （2）、扭矩）、扭矩 T 圖圖 910060 3 T （ （3）、當量彎矩）、當量彎矩 612046)( 2 3 2 TMM CC （ （4）、校核）、校核 由手冊查材料 45 的強度參數 MPa b 59 1 C 截面當量彎曲應力： 95.11 )80(1 . 0 612046 1 . 0 1 33 b C C C d M 由計算結果可見 C 截面安全。 3.3.43.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核 因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核. 高速級鍵的選擇及校核: 帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵 B8X7,鍵長 50,GB/T1096 聯結處的材料分別為: 45 鋼(鍵) 、40Cr(軸) 二、中間級鍵的選擇及校核: 機械設計課程設計說明書 30 (1) 高速高速級級大大齒輪處鍵齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵 B14X9GB/T1096 聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45 鋼(鍵) 、20Cr(軸) 此時, 鍵聯結合格. 三、低速級級鍵的選擇及校核 (1)低速低速級級大大齒輪處鍵齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵 B22X14,鍵長 GB/T1096 聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45 鋼(鍵) 、45(軸) 其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其MPa p 110 3 85.104 73280 91006022 3 36 3 3pp MPa lkd T 該鍵聯結合格 (2)聯軸聯軸器器處鍵處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵 16X10,鍵長 100,GB/T1096 聯結處的材料分別為: 45 鋼 (聯軸器) 、45 鋼(鍵) 、45(軸) 其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其MPa p 110 4 25.80 58056 91006022 4 31 3 4pp lkd T 該鍵聯結合格. 第四章第四章減速器箱體及其附件的設計減速器箱體及其附件的設計 4.1 箱體結構設計 根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的 空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中 a=225） 表表 12 箱體箱體結結構尺寸構尺寸 機械設計課程設計說明書 31 名稱符號設計依據 設計結 果 0.025a+3=8.9 箱座壁厚 考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于 8 9 箱蓋壁厚10.02a+388 箱座凸緣厚度b1.513.35 箱蓋凸緣厚度b11.5112 箱座底凸緣厚度b22.522.25 地腳螺栓直徑df0.036a+1220.1 地腳螺栓數目na250 時，n=44 軸承旁聯結螺栓直 徑 d10.75df16 箱蓋與箱座聯接螺 栓直徑 d 2(0.50.6)df12 軸承端蓋螺釘直徑 和數目 d3，n(0.40.5)df,n6,4 窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df8 定位銷直徑d(0.70.8) d 28 軸承旁凸臺半徑R1c216 凸臺高度h 根據位置及軸承座外徑確定，以便于扳手 操作為準 34 外箱壁至軸承座端 面距離 l1c1+c2+ (510)42 大齒輪頂圓距內壁 距離 11.210 齒輪端面與內壁距 離 210 箱蓋、箱座肋厚m1 、 m10.851 =7.565 m0.85=6.87 機械設計課程設計說明書 32 m 軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d310 軸承端蓋外徑D2D+(55.5) d3120 安裝螺栓 直徑 dxM8M10M12M16 至外箱壁 距離 c1min13161822 至凸緣邊 距離 c2min11141620 螺栓扳 手空間 與凸緣 厚度 沉頭座直 徑 Dmin20242632 表 13 減速器零件的位置尺寸 代號名稱 薦用值 代號名稱 薦用值 1 大齒輪頂圓 距內壁距離10 7 箱底至箱底 內壁得距離20 2 齒輪端面與 內壁距離 10H 減速器得中 心高225 3 軸承端面與 內壁距離 5L1 箱體內壁至 軸承座孔端 面得距離 59 4 旋轉零件間 軸向距離 15e 軸承端蓋凸 緣的厚度 7 5 齒輪頂圓至 箱體內壁得 距離 10 6 大齒輪齒頂 圓至箱底內 壁的距離 50 4.2 減速器附件的設計 機械設計課程設計說明書 33 油塞 1 第五章第五章運輸、安裝和使用維護要求運輸、安裝和使用維護要求 1、減速器的安裝、減速器的安裝 （1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦采用彈性聯軸器；減速器 輸出軸與工作機聯接時，推薦采用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯 軸器不得用錘擊裝到軸上。 機械設計課程設計說明書 34 （2）減速器應牢固地安裝在穩(wěn)定的水平基礎上，排油槽的油應能排除， 且冷卻空氣循環(huán)流暢。 （3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大于所用 聯軸器的許用補償量。 （4）減速器安裝好后用手轉動必須靈活，無卡死現象。 （5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇 運轉 13h 后方可正式運轉，運轉應平穩(wěn)、無沖擊、無異常振 動和噪聲及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100；并按 標準規(guī)定檢查輪齒面接觸區(qū)位置、面積，如發(fā)現故障，應及時 排除 。 2、使用維護、使用維護 本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸 入功率 0.856660kw，公稱輸出轉矩 100410000N.m，不怕工況條件惡劣， 是適用性很好，應用量大面廣的產品?？赏ㄓ糜诘V山、冶金、運輸、建材、化 工、紡織、輕工、能源等行業(yè)的機械傳動。但有以下限制條件： 1.減速器高速軸轉速不高于 1000r/min