二级减速器设计说明书

计算与说明 重要结果 电动机型号：Y132M1-6 第二部分 传动装置总体设计 一、选择电动机 1..选择电动机类型 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。 2.选择电动机容量 工作机有效功率: PwFV/100042000.7/10002.94Kw 设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3η4，η5 分别为弹性联轴器、滚动轴承、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、开式滚子链(单排)传动、滚筒的效率。按指导书表2-3确定： η1=0.993，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.96，η5=0.96 总效率：η=η1η2η3η4η5 42 =0.993×0.994×0.972×0.96×0.96 =0.827 电动机所需功率： Pd=Pw/η=2.94/0.827=3.56kW 因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于Pd即可，由表16-5，Y系列电动机技术数据，选择电动机的额定功率为4kW。 3．确定电动机转速 滚筒轴工作转速： 601000v6010000.7nwD50026.74r/min '1 通常，链传动的传动比的常用范围为i=2~5；二级圆柱齿轮的减速器为i=8~40，则总传动比的范围为i=16~200，故电2''动机的转速可选范围为： nin(16~200)26.74427.8~5348r/min dw''综合结构制造陈本等因素选用同步转速为1000r/min的电动机，即选定电动机型号为：Y132M1-6。技术数据：满载转速： 3 / 26

重要结果 960r/min,额定转矩和最大转矩为2.0kN.m。重要外形尺寸：中 心距地面高度：H=132mm，电机轴直径D=38mm，轴长度 L=515mm。 二、计算传动装置的总传动比并非配各级传动比 nm1.由表16-1知电动机的满载转速=960r/min 总传动比： 960 niam26.7435.90 nw 2.非配传动装置各级传动比： i0由表2-1取单排滚子链的传动比=3，则减速器的传动比i为： 减速器总传动35.90ia比 i311.97i0 i=11.97 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比： 高速级传动比 i1=4.09 1.4i1.411.974.091低速级传动比 i2=2.913 则低速级的传动比： i11.97 i24.092.913i1 三、计算传动装置的运动和动力参数： 0轴（电动机轴） 3.56kW0d 960r/min0m 3.56P0 T09550955096035.4Nmn0 I轴（高速轴） 3.560.9933.54kWP101 960r/min10 3.54 T19550P1955096035.2Nmn1 II轴（中间轴）： 计算与说明 iPPnnPnn机械设计课程设计说明书

计算与说明 重要结果 P2P1233.540.990.973.40kWnn21i1960234.72r/min4.09 T29550P29550n23.40138.33Nm234.72 III轴（低速轴）： P3P2233.400.990.973.27kW nn32i2234.7280.11r/min80.11 PT3955039550n33.27389.82Nm80.11 IV轴（鼓轮轴） P4P32243.270.990.990.963.08kW n3n4i080.1126.70r/min3 T49550P49550n43.081101.65Nm26.70各轴运动和动力参数汇总： 转速轴号 （r/min） 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 鼓轮轴Ⅳ

转矩功率（kW） （N·m） 3.56 3.54 3.40 3.27 3.08 传动比i 960 960 234.72 80.11 26.70 35.4 35.2 138.33 389.82 1101.65 5 / 26

1 4.09 2.913 3 计算与说明 重要结果 第三部分 齿轮传动的设计 一、 高速级减速齿轮的设计 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为4.09 高速轴的实际转速为960r/min 1、 齿轮的材料、精度和齿数的选择。 因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度（GB10095-88） 以下内容中的图表及公式皆源自《机械设计》 材料选择：由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料的硬度差为40HBS，考虑传动平稳性，齿数易取多些，初取，则，取z2为102。 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 z25z2z1i1102.25KT1u1d1t2.323u(dH ZE)2 （1） 确定公式内的各计算数值： 1）T135.2Nm35.210Nmmu32）zz211024.0825 3）查表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa21 查表10-7取d=1 4）由图10-21d按齿面硬度查得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550MPa9 5）计算应力循环次数 N160n1jlh6014401(3830010)6.220810 N16.2208101.529N2u10 4.099机械设计课程设计说明书

计算与说明 6）查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN17)计算接触疲劳许用应力。 取是小概率为1%，安全系数S=1， 0.86重要结果 KHN20.89 HH1KKHN1Hlim1S0.86600MPa516MPa 2HN2Hlim2S 0.89550MPa489.5MPa 8）试选载荷系数(2)计算 Kt1.3 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中的较小值 d1t2.323KT1u1(ud3HZE)21.335.2104.081189.82.323()14.082 489.547.47mm 2）计算圆周速度v vd1tn160100047.479606010002.386m/s 3）计算宽度b 4）计算齿宽与齿高之比 bdd1t47.47mm d1t47.471.899mt2525模数 齿高h2.25mt2.251.8994.27mm 5）计算载荷系数 根据v=2.386m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数b47.4711.12h4.27 K

v1.05； 7 / 26 计算与说明 直齿轮，取重要结果 KHKF1 由表10-2查得使用系数KA1 查图10-13由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布b11.121.419h，由置时，KH,KH1.419F得 所以载荷系数 K1.35 KKAKvKHKH11.0511.4191.490 6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径 d1d1t3KK47.473t1.49049.681.3 7)计算模数md149.681.987mm2525 3.按齿根弯曲强度设计 m3zd2KT121(YYFaSa[F]) (1) 确定公式内的各计算值 1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1500MPaFE2350MPa 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.813)计算弯曲弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 KFN10.85 [F]1KFN1FE10.81500289.29MPaS1.4 [F]1KFN1FE10.81500289.29MPaS1.44）计算载荷系数 机械设计课程设计说明书

计算与说明 重要结果 KKAKvKFKF11.0511.351.4175 5)查取齿形系数：由表10-5查得 YFa12.62YFa22.1784 6)查取应力校正系数：由表10-5查得 Ysa11.59Ysa11.7904 YFaYsa7）计算大小齿轮的[F]并加以比较 YFaYsa2.621.590.01440YFaYsa2.17841.79040.01835[F]1289.29[F]2212.5 大齿轮的数值较大 （2） 设计计算 m332KT1d（YFaYsa）[F]3 21.417535.2100.0183512521.43mm 对比两种方法设计的模数，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，所以可以取由解除疲劳强度计算的模数1.955，并圆整为标准值m=2.5mm。 4.几何尺寸计算 z125z2102m2.5mmz125z2102m2.5mm （1） 计算分度圆直径d1z1m252.562.5mm d2z2m1022.5255mm d162.5mmd2255mmda167.5mmda2260mmdf156.25mmdf2248.75mma158.75mm 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径da1d12had12m67.5mm da2d22had22m260mm df1d12hfd12.5m56.25mm b62.5mmB168mmB262.5mm

df2d22hfd12.5m248.75mm

9 / 26

计算与说明 a（2） 计算中心距重要结果 d1d262.5255158.75mm22 bd1162.562.5mmd（3） 计算齿轮宽度 为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合 齿宽减小而增大单位齿宽的工作载荷，将小齿轮的齿宽加宽5.5mm此处取B168mmB262.5mm （4） 齿轮结构的确定 da167.5mm160mm所以高速级小齿轮可采用 实心结构，a2，可做成腹板式 二、 低速级减速齿轮的设计 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为2.93 高速轴的实际转速为234.72r/min 3、 齿轮的材料、精度和齿数的选择。 因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度（GB10095-88） 以下内容中的图表及公式皆源自《机械设计》 材料选择：由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料的硬度差为40HBS，考虑传动平稳性，齿数易取多些，初取d260mmz128，则z2z1i1282.91382.07，取z2为82。 4、 按齿面接触强度设计： 由设计计算公式（10-9a）进行计算，即： KT1u1d1t2.323u(dH ZE)2 （3） 确定公式内的各计算数值： 1） T2138.33Nm138.3321uzz2）872.9328 12 3）查表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 机械设计课程设计说明书

计算与说明 =1 4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限d重要结果 查表10-7取600MPaHlim1大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 9 5）计算应力循环次数 N160n2jlh60234.721(3830010)1.014010N2Nu11.04101083.549102.93 0.899 6）查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN17)计算接触疲劳许用应力。 取是小概率为1%，安全系数S=1， KHN20.93 HK1HN1Hlim1S0.89600MPa534MPa H2KHN2Hlim2S 0.93550MPa511.5MPa 8）试选载荷系数(2)计算 Kt1.3 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中的较小值 d1t2.3232.323KT1u1(ud3HZE)21.3138.33102.931189.8()12.932 511.574.57mm2）计算圆周速度v vd1tn160100074.57234.726010000.916m/s3）计算宽度b 4）计算齿宽与齿高之比

bdd1t74.57mm 11 / 26 计算与说明 重要结果 d1t74.572.663mt2828模数 齿高h2.25mt2.252.6635.99mm 5）计算载荷系数 根据v=0.916m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数b74.5712.45h5.99 Kv1.02；直齿轮，取KAHKF1 由表10-2查得使用系数K1 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布b12.451.4251.425KH置时，，由h,KH查图10-13得 KF1.38 所以载荷系数 KKAKvKHKH11.0511.4251.49625 6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径 d1d1t37)计算模数KKt1.4962574.5778.151.33md178.152.79mm2828 3.按齿根弯曲强度设计 m3zd2KT121(YFaYSa)[F] (2) 确定公式内的各计算值 2) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1500MPaFE2350MPa 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲弯曲许用应力 KFN10.85KFN10.89 机械设计课程设计说明书

计算与说明 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 重要结果 [F]1KFN1FE10.85500303.57MPaS1.4 [F]2KFN2FE20.89350222.5MPaS1.4 4）计算载荷系数 KKAKvKFKF11.0211.381.4076 5)查取齿形系数：由表10-5查得 YFa12.62YFa22.1784 6)查取应力校正系数：由表10-5查得 Ysa11.59Ysa11.7904 YFaYsa7）计算大小齿轮的[F]并加以比较 YFaYsa2.551.61YY0.01352Fasa2.2161.7720.01765[F]1303.57[F]2222.5 大齿轮的数值较大 （4） 设计计算 z128z282m3mmm32KT1dYFaYsa（）[F]321.4076138.33100.01765312822.06mm d184mmd2246mmda190mmda2252mmdf176.5mmdf2238.5mma165mm对比两种方法设计的模数，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，所以可以取由解除疲劳强度计算的模数2.663，并圆整为标准值m=3mm。 4.几何尺寸计算 b84mmB190mmB284mm

z128z282m3mm d2z2m1022.5255mm 13 / 26

dz1m252.562.5mm （5） 计算分度圆直径1

计算与说明 重要结果 dd12had12m90mm 计算齿顶圆直径a1 计算齿根圆直径da2d22had22m252mm df1d12hfd12.5m76.5mm df2d22hfd12.5m238.5mmd1d284246a165mm22（6） 计算中心距 bd118484mmd（7） 计算齿轮宽度 为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合 齿宽减小而增大单位齿宽的工作载荷，将小齿轮的齿宽加宽5.5mm此处取1（8） 齿轮结构的确定 B90mmB284mm da190mm160mm实心结构，所以高速级小齿轮可采用 da2252mm，可做成腹板式 第四部分 链传动的设计 主动了链轮的转速为80.11r/min，传动比为3，输入功率为3.27kＷ，载荷平稳，冲击轻微 １.选择链轮齿数 取小链轮齿数z119，则大链轮的齿数为z2z1i157２.确定计算功率 由表９－１查得KA1.1由图９－１３查得KZ1.35；单排链，则计算功率为 Pca1.11.353.274.86kW３.选择链条型号和节距 机械设计课程设计说明书

计算与说明 重要结果 9-11选择 P4.86kW,n180.11r/min查图根据ca20A。查表9-1，链条节距为４.计算链节数和中心距 初选中心距 p31.75mm z119z257p31.75mmLp102a997mma0(30~50）p=(30~50)31.75=952.5~1587.5mm 取a01000mm，相应的链节数为 a0z1z2z2z22Lp02()p2210001957571922()102.1531.7522 取链节数为Lp102 查表9-7得到中心距计算系数的最大中心距为 f10.24523，则链传动v0.81m/saf1p[2Lpz1z2] ５.计算链速ｖ确定润滑方式 80.111931.75v0.81m/s 601000 由ｖ=0.81m/s和链号20A，查9-14可知应采用滴油润滑。 所以可选用的滚子链为 20A-1-102 GB/1243-1997 FP６.计算压轴力 p3.27Fe100010004037N v0.81 有效圆周力为 FP链轮水平布置时的压轴力系数 FPKFPFe1.1540734643N则压轴力为 FP4643N 0.2452331.75[2102(1957)]997mm K1.15 15 / 26

计算与说明 重要结果 第五部分 轴的结构设计 一．高速轴的设计 １.轴的材料及热处理的选择： 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选用常用材料，考虑到高速级小齿轮的尺寸较小，将齿轮和轴做成一个整体为齿轮轴，故根据高速级小齿轮的材料选用40Cr，调质处理。 ２.初估轴的最小直径： 按扭矩初估轴的直径，查《机械设计》表15-3，取则 A0100d1minA03 因为高速轴通过联轴器与电机轴相连，已知选用的电机型号为Y132M1-6，其电动机轴直径为38mm，选择弹性柱销联轴器，由《机械设计课程设计》表13-5选取型号为HL3的弹性柱销联轴器，Ｙ型轴孔的直径为30mm，长度为82mm ３.初选轴承 选用深沟球轴承，型号为6307（内径d=35mm，外径D=80mm，宽度B=21mm），根据滚动轴承的润滑原则，计算ｄｎ值，查《机械设计》表13-10，用脂润滑，则每个轴承旁都应安装挡油环以防止箱体内的润滑油污染轴承内的润滑脂。 ４.轴的结构设计 P3.541100315.4mmn1960 （１）各轴段直径的确定 初估轴的直径后，可按轴上的零件安装顺序从左端开始确定各段轴的直径。１段装联轴器，取为30mmdmin，２段与轴承端盖和密封毡圈配合，因此２段的尺寸应根据密封毡圈的尺寸确定，查《机械设计课程设计手册》，选用内径为31mm 机械设计课程设计说明书

计算与说明 的毡圈，其主要几何尺寸为（轴径 d32mm,d131mm,宽b5mm,外径D44mm） d32mm因此2，轴段3与轴承6307及挡油环配合，因此 d35mmd35mm取3，轴承成对使用故6，轴段４不 d44mm4装任何零件，根据深沟球轴承的轴向定位取 轴段5为齿轮部分根据齿轮的设计尺寸而定。 （２）各轴段长度的确定 轴段1根据联轴器定位80mm，2段根据端盖并考虑外伸 端部分定为66mm，3段和6段根据挡油环和轴承6307的宽度 定为34mm，轴段4不装任何零件，考虑其与其他轴的装配关 系定为95mm。 （３）轴上零件的周向定为：联轴器采用Ａ型普通平键 键1：10ｘ8ｘ70 GB1096－79 （４）轴上倒角、砂轮越程槽和圆角 根据标准GB6403.4－1986，轴的左右两端倒角均取为 1x45。因为轴上装有轴承因此轴段3和轴段5需要磨削，因此 在轴段３的右侧和轴段6的左侧设计砂轮越程槽，根据刀具的 宽度，槽的尺寸为4ｘ1。根据《机械设计》表15-2，轴段1 与轴段2间的过渡圆角半径为1.0mm，轴段2与轴段3间的过 渡圆角半径为1.2mm，4段与5段间的过渡圆角半径为1.6mm 二．中间轴和低速轴的设计 １.轴的材料及热处理的选择： 中间轴选择45钢，低速轴选用40Cr，调质处理。 ２.初估轴的最小直径 按扭矩初估轴的最小直径，查《机械设计》表15-3，中间 A0100A0112轴取低速轴取则： P23.40d2minA03100327.3mm n2234.72 P33.27d3minA03100334.43mm n380.11 折算出的是轴受扭段的最小直径 （1） 对于中间轴来说，轴受扭段即为两齿轮的中间部分，但 根据两齿轮的大小，其受扭段的直径必然超过此估算 17 / 26

重要结果

计算与说明 的最小直径，肯定能满足安扭转剪切计算的强度要求。 （２）对于低速轴，轴径最小处即为外伸端与链轮轮毂配合处，取为36mm。 ３.初选轴承 （１）对于中间轴选用深沟球轴承，型号为6309 重要结果 内径d45mm,外径D100mm,宽度B25mm （２）对于低速轴选用深沟球轴承，型号为６３０９ 内径d45mm,外径D100mm,宽度B25mm ４.结构设计 （１） 中间轴的设计 １）各轴直径的确定 初估轴径后即可按零件的安装顺序，从右端开始确定各轴段的直径，轴段5安装轴承6309,和挡油环，直径根据轴承的内径定为45mm。轴段4和轴段2安装齿轮，根据轴承的轴向定位，两段直径均定为54mm。轴段3考虑到齿轮的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为62mm。轴段1装轴承和挡油环，与5段直径相同为45mm。 2）各轴段长度的确定 轴段1.、5的长度为轴承6309的宽度和挡油环的宽度之和定为41mm，4段考虑到用于高速级大齿轮的定位，应比该齿轮稍窄，定为61mm，2段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的轴向定位，定长度为88mm，3段轴环的宽度取为6mm。 3）轴上零件的周向固定，均采用A型普通平键。 键2：16x10X50 GB1096-79 键4: 16x10x80 GB1096-79 4） 轴上倒角、砂轮越程槽与倒角 根据标准GB6403.4-1986，轴的左右两端倒角均为1x45， 因为轴上装有轴承，因此轴段1和轴段5需要磨削，则应该在 机械设计课程设计说明书

计算与说明 1） 各轴段直径的确定 初估轴径后，可按轴上的零件的安装顺序，从右端开始确 直径，该轴轴段7安装小链轮轮毂直径取为36mm，6段根据 与其配合的轴承端盖和密封毡圈取为42mm，毡圈的主要几何 d41mm,宽b5mm,外径D54mm尺寸为1，轴段5和 轴段1安装轴承6309和挡油环，根据轴承的内径，两轴段的 直径均取为45mm，轴段2安装低速级大齿轮，直径定为 54mm，3段为轴环，取为62mm，4段不安装任何零件取为 54mm 2）各轴段长度的确定 轴段1和轴段5的长度为轴承6309的宽度和挡油环宽度之 和，定为41mm，4段与中间轴的4段对应取为61mm，2段 需要安装低速级大齿轮，考虑该齿轮的轴向定位，定长度为 82mm，3段轴环的宽度取为6mm，轴段6的长度取为51mm， 轴段7的长度定为50mm。 2） 轴上零件的周向固定：均采用A型普通平键 键2 16x10x70 GB1096-79 键7 10x8x45 GB1096-79 3) 轴上倒角、砂轮越程槽与圆角 根据标准GB6403.4-1986，轴的左右两端倒角均为1x45， 因为轴上装油轴承，所以轴段1和轴段5需要磨削，则应该在 轴段1的右侧、轴段5的左侧设计砂轮越程槽，根据刀具的宽 度，槽的尺寸为4x1。齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角，根 据《机械设计》表15-2，轴环3左右两侧过渡圆角半径均为 2mm，轴段5和6间的过渡圆角半径为1.6mm，轴段6和7 间的过渡圆角半径为2mm。 轴段1的右侧、轴段5的左侧设计砂轮越程槽，根据刀具的宽度，槽的尺寸为4x1,。齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角，根据《机械设计》表15-2，轴环3的左右两侧过渡圆角半径均为2mm。 （2）低速轴的设计 19 / 26 重要结果

计算与说明 第六部分 轴的强度校核 因为低速轴上的扭矩最大因此以校核低速轴为例 画轴的受力简图 F r Fy1Fy2 FtL1L2L3 Fx1Fx2 x3 （1）计算相关力： 2T12289.82Ft6900.48N 3d18410 重要结果 ⊙ FFrFttan6900.48tan2002511.57N在x方向上有Fx1Fx2Fx3FrFx1L2Fx3L1L2Fx2L3Fx15793.15NFx23661.65NF4643Nx3则x方向上的弯矩Ft6900.48NFr2511.57N Mx1Fx3L1448049.5NmmFx15783.15NFx23661.15NFx34643N Mx2Fx3L1L2Fx1L2300255.23Nmm在Y方向上有 Mx1448049.5NmmMx2300255.23Nmm 机械设计课程设计说明书

计算与说明 重要结果 Fy1Fy2FtFy1L2Fy2L3Fy12688.07NFy24212.41N 则Y方向上的弯矩 Fy12688.07NFy24212.41N My345417Nmm MyFy1L2Fy2L3345417Nmm做出弯矩图和扭矩图 Fx1Fr Fy2 Fy1L2F LL3t1 F x3 x2 Mx1 Mx2 My T ⊙ F 21 / 26

计算与说明 MmaxMX2My457674.67Nmm查《机械设计》公式15-5M2(T)2caW式中0.6，T=289.82103NmmM367585.2Nmmbt(dt)2W322d543166(546)213410.99mm33225422重要结果 M367585.2Nmm Mmax457674.67Nmm d3M2(T)2457674.672(0.6289.82103)2caW13410.99mm3 W13410.99 36.5MPa []70MPa,显然[]ca1即该查《机械设计》表15-11ca36.5MPa 轴的强度符合要求即该轴的设计合格。 第七部分 轴承的校核 各轴轴承型号： 高速轴： 6307 中间轴： 6309 低速轴： 6309 现对低速轴进行校核： 低速轴轴承的径向力： Fr1Fr2FF2x12Fy16386.42NFy25581.4N22 x2 即低速轴链轮端受力较大，因此对此轴承进行校核 1. 求比值，由于所选齿轮为圆柱直齿轮所以轴向力为0 Fa0eFr2 因此按照《机械设计》表13-5，查得X=1,Y=0 机械设计课程设计说明书

计算与说明 Pfp(XFr2YFa) 按照《机械设计》表13-6，有轻微载荷冲击的情况下， fp1.0~1.2,取fp1.1 Pfp(XFr2YFa)1.16386.427025.6N 3根据《机械设计课程设计手册》查得6309轴承的额定动载 荷C=52800N 4.验算6309轴承的寿命 6610C1052800 Lh()() 60nP60ei80.117025.06 88331h 轴承的额定使用寿命以减速器3年大修一次为准 'Lh33002421600h LhL'h 所以轴承校核合格，即所选轴承符合要求。 第八部分 键的校核 一、 高速轴键的校核 2T103235.2103p7.86MPa lkd700.5832 查表许用挤压应力[p]=110MPa 所以键的强度足够。 二、 中间轴键的校核 332T102138.3310 p20.49MPalkd500.51054 查表许用挤压应力[p]=110MPa 键2： 所以中间轴键2的江都足够。 2计算当量动载荷P 23 / 26

重要结果

计算与说明 重要结果 p键42T102138.331012.8MPalkd800.51054查表许用挤压应力[p]=110MPa33 所以中间轴键4的强度足够 三、 低速轴键的校核 键2： 2T1032298.82103p30.67MPalkd700.51054查表许用挤压应力[p]=110MPa 所以低速轴键2的强度足够。、 键4： 2T1032298.82103p89.45MPalkd400.5836查表许用挤压应力[p]=110MPa 所以低速轴键7 的强度足够。 第九部分 减速器的润滑和密封 1、齿轮的润滑 根据《机械设计》P233，对于闭式齿轮传动，当齿轮的圆周速度<12m/s，用浸油润滑的润滑方式，所以根据计算所得的齿轮圆周速度采用油润滑。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过1/3齿轮的分度圆。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面的磨损，应使低速级大齿轮距油池底面的距离不小于30-50mm。 2、滚动轴承的润滑 在前面轴的设计中已讲述，轴承均采用脂润滑。 第十部分 箱体及其附件主要尺寸 低速级中心距a=165mm 箱座壁厚δ=8mm 箱盖壁厚 18mm 机械设计课程设计说明书

计算与说明 箱座凸缘厚度b=12mm b20mm箱座底凸缘厚度2 df20mm地脚螺钉直径 地脚螺钉数目n=4 d16mm1轴承旁连接螺栓直径 d10mm箱盖与箱座连接螺栓直径2 d8mm轴承端盖连接螺栓直径3 d6mm4检查孔盖螺钉直径 定位销直径d=8mm df至外箱壁距离26mm d1至外箱壁距离为22mm d2至外箱壁的距离为16mm df至凸缘边缘距离28mm d2至凸缘边缘距离14mm d1至凸缘边缘距离20mm R120mm轴承旁凸台半径 凸台高度h=33mm，根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准。 110mm齿轮顶圆与内箱壁的距离 29mm齿轮端面与内箱壁的距离 箱盖筋板厚度为7mm 箱座筋板厚度为7mm 重要结果 b12mm 箱盖凸缘厚度1 25 / 26

第十一部分 参考文献

【1】濮良贵 纪名刚 《机械设计》第八版 高等教育出版社 【2】王大康 卢颂峰 《机械设计课程设计》 北京工业大学出版社 【3】吴宗则 罗圣国 《机械设计课程设计手册》 高等教育出版社

第十二部分 机械设计课程设计小结

课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计虽然只有4周的时间，但是通过本次每天过得都很充实的课程设计，我学到了许多东西。

这次课程设计的题目是两级展开式圆柱直齿轮减速器，在设计过程中培养了我运用《机械设计》及其他相关理论知识解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间，同学们互相帮助，互相学习，共同面对设计过程中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程中，我充分认识到自己在知识的实践运用方面的欠缺，在以后的学习中一定要注意联系实际，学以致用。

本次课程设计不仅仅是对自己所学知识的一次系统总结与应用，更是对自己学习态度和学习方法的检验，我总结出对工程理论的学习不能死学，不能只针对考试，只有真正做到联系实际，活学活用，学习才会变得有意义，也会更有效率。