二级减速器

目录 机械设计课程设计 说明 关于失联党员情况说明岗位说明总经理岗位说明书会计岗位说明书行政主管岗位说明书 书 设计题目 二级圆柱齿轮减速器 万向 学院 应用工程 系 机电101 班 设计者 蒋嘉登 指导教师 黄智 2011 年 5 月 29 日 目录 TOC \o "1-3" \h \z \u 1 2 3 1 2传动比初步 四．普通v带传动设计------------------------------------------------------------------------7 五． 3 七．滚动轴承的选择----------------------------------------------------------------------------------------30 八．键的选择及强度校核-----------------------------------------------------------------------------------33 九．联轴器的选择--------------------------------------------------------------------------------------------34 十．润滑-------------------------------------------------------------------------------------------------------35 十一．6 6 6 7 7 7 38 0 前 言 这次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 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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。 设计项目 计算及说明 主要结果 一．电动机的选择 1确定电动机的功率 2确定传动装置的效率 3选择电动机 二．传动装置总传动比计算及传动比初步分配 1总传动比的计算 2.传动比初步分配 三．初步计算传动装置运动参数和动力参数 1.各轴转速 2.各轴输入功率：P 3.各轴输入转矩T 四．普通V带轮设计 1普通V带的型号 2.确定带轮基准直径Dd1 Dd2 3.验算带速V 4.确定带的长度Ld和中心距a 5.验算小带轮的包角 6.确定普通型带的根数Z 7.计算带传动作用在轴上的张紧力Fo 8.带轮结构设计 五.齿轮传动设计 1.高速级齿轮的设计 （1）重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数 （2）选择齿轮材料及热处理 （3）确定齿轮材料许用接触应力 （4）按齿面接触强度设计齿轮传动 （5）确定传动的主要参数 (6)校核齿轮齿根弯曲疲劳强度 （7）齿轮参数和几何尺寸 (8)确定齿轮的角度等级 (9)齿轮结构设计 2.低速级齿轮的设计 (1)重新计算减速器中间轴的运动参数和动力参数 (2）选择齿轮材料及热处理 (3)确定齿轮材料许用接触应力 （4）按齿面接触强度设计齿轮传动 （5）确定传动的主要参数 (6)校核齿轮齿根弯曲疲劳强度 （7）齿轮参数和几何尺寸 (8)确定齿轮的角度等级 (9)齿轮结构设计 六．轴设计 1.高速轴设计 （1）已经确定的运动参数和动力参数 (2)轴的材料选择并确定许用弯曲力 (3)按钮转强度概括计算轴的最小值 (4)设计轴的结构并绘制轴结构草图 （5）按弯曲-扭转组合强度校核 2.中间轴设计 （1）已经确定的运动参数和动力参数 (2)轴的材料选择并确定许用弯曲力 (3)按钮转强度概括计算轴的最小值 (4)设计轴的结构并绘制轴结构草图 （5）按弯曲-扭转组合强度校核 3.低速轴设计 （1）已经确定的运动参数和动力参数 (2)轴的材料选择并确定许用弯曲力 (3)按钮转强度概括计算轴的最小值 (4)设计轴的结构并绘制轴结构草图 （5）按弯曲-扭转组合强度校核 七．滚动轴承的设计 1.高速轴滚动轴承 2.中间轴滚动轴承 3.低速轴滚动轴承 八．键的选择及强度的校核 1.高速轴与带轮配合处键连接 2.中间轴与带轮配合处键连接 3.中间轴与齿轮3配合处键连接 4.低速轴与齿轮4配合处键连接 5.低速轴与联轴器配合处键连接 九.联轴器的选择 1.计算载荷 2.选择联轴器的型号 十．减速器的润滑 减速器箱体尺寸计算 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 因为设计要求运输机用于运料运输，工作场所多灰，有较多杂质，因此选用Y系列封闭式笼形三项异步 P=(F×V)/（1000× )=(5400×1.7)/（1000×0.96)=9.5625kw 带传动效率： =0.96 每对轴承传动效率： =0.99(球轴承，稀油润滑） 圆柱齿轮的传动效率： =0.97(8级) 联轴器的传动效率： =0.99 卷筒的传动效率： =0.96 传动总效率： = =0.792 电动机所需的额定功率 电动机所需的最小功率 = =9.5625/0.792=12.07kw 选择电动机 根据表推荐的合理的传动比范围, 初选V带的传动比i=2_4,齿轮传动比i=9-25,故电动机转速的可选范围为 =60*1000*1.7/( *420)=77.304r/min =(18 100)77.304=(1391.472 7730.4)r/min 符合这一范围的转速有：1500、3000 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有2种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下： 方案 电动机型号 额定功率 额定转速 r/min 重量 总传动比 1 Y160M2-2 15KW 2930 125kg 37.9 2 Y160L-4 15KW 1460 142kg 18.9 3 Y2-160-4 15KW 1460 144kg 18.9 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y160L-4，其主要参数如下： 名称 符号 参数值 额定功率kW Pe 15kw 满载转速 Ne 1460r/min 伸出端直径 D 42 伸出端安装直径 E 11O 　 输送机卷筒的转速: =60*1000*1.7/( *420)=77.304r/min 总传动比i= 应传动比较大减速器采用二级传动，减速器齿轮采用浸油轮滑，两大齿轮直径相近， 即按 = 分配，并且电动机减速器有带传动。应使带传动带传动比小于齿轮传动的传动比，以免大带轮的直径大于减速器 中心高，使带轮与底架相碰 普通v带传动比 =2.8 高速级齿轮传动比 =3.152 低速级传动比 =2.424 滚筒的实际转速 传输带线速度 m/s 滚筒的线速度误差 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴 ——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。 ： r/min 运动和动力参数结果如下表： 参数 电动机轴 轴1 轴2 轴3 工作机轴 转速 1460r/min 486.667 165.43 68.25 68.25 输入功率 15kw 14.4 10.68 10.25 10.05 输入扭矩 98.116N.m 282.575 616.33 1434.67 1406.12 传动比 3 =2.86 =2.2 1 0.96 0.9603 0.9603 0.9801 效率 查表13-4得 =1.2 计算功率 Pc= =1.2*15=18kw 由机械手册 表13-5选用B型普通v带 查表13-5，普通V带B型带轮最小直径 Ddmin=125mm 选取主动带轮直径 Dd1=140mm 弹性滑动率通常取 取0.01-0.12之间 取 0.02 由表13-5选取从动带轮基准直径 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值 = 由表13-5选取从动带轮直径 验证普通V带轮的实际传动比 =Dd2/Dd1=3.0357 V= V在5-25m/s范围内 初定中心距 按照 0.7 0.7 378＜ ＜1080 =700mm 计算所需带长 查表13-2，选取V带的标准基准长度Ld=2240mm 标注为 B2240 GB/T 11544--1997 确定实际中心距 安装中心距 查表13-3 P0=2.82KW （插入法） P=0.46KW 查表13-2 Kl=1.00 查表13-7 Ka=0.93 故需要V带根数为6根 查表13-1 q=0.17kg/m =256.09N 计算带传动作用在轴上的力 查表13-6 主动带轮为实心带轮孔径为Dk=42mm 与伸出端配合，轮槽角为34度，从动带轮为六孔板式带轮，幅板厚度为18MM，孔径有高速轴设计为35MM 键槽为A型 b×h×t1=8×7×3.3 键槽选A型 b×h×t1=12×8×3.3mm 带轮宽度为B= 带轮材料选用HT250 用于带传动的实际传动比事先所分配的传动比有变化，故减速器的各轴转速和所受到的扭矩也随之发生变化。为设计更为精确，故必须重新计算这些参数。 由表10-9可查 小齿轮选用45钢调质处理（d≤100mm），229～286HBS 大齿轮选用45钢调质处理（d=301～500mm），197～255HBS 试验齿轮接触疲劳极限应力 由图13-5 Hlim1=620MPa Hlim2=540MPa 齿轮接触疲劳强度最小安全系数 由图13-37 SH=1.25—1.3（较高可靠度）SH=1.3 齿轮接触疲劳强度寿命系数 应力循环次数 N1=60ant=60×1×497.324×16×365×8=1.39× 由图13-6 （p230） Zn1=1 Zn2=1 工作硬化系数 由齿轮工作面为软齿面组合 ZW=1 齿轮材料许用接触应力 作用在高速轴上的扭矩 T1=276520 载荷系数 由表13-38 （p232） K=1.2 因是减速器 =0.3（直齿) 齿轮材料弹性系数 由表13-39 节点区域系数 因是斜齿圆柱齿轮传动 ZH=2.45 (通过公式得） 初选齿数和齿数比 Z1=30 齿数比 接触疲劳强度重合系数 齿宽系数 按齿面接触疲劳强度设计 确定模数 取 确定中心距 其他主要尺寸 （大于发生齿面疲劳点蚀的最小值，安全） mm（一般加5—10mm） 试验齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 由图13-8 σHlim1=460MPa σHlim2=420MPa 齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 由p229 齿根弯曲疲劳强度寿命系数 应力循环次数 弯曲疲劳强度尺寸系数 许用弯曲疲劳强度应力 齿形系数 查表 ， 应力修正系数 查表 p232 , 齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查表 校核齿根弯曲疲劳强度 表ξ-3高速级齿轮参数及几何尺寸 mm 参数及几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 Mn 4 4 法面压力角 an 法面齿顶高系数 1 1 法面顶隙系数 0.25 0.25 分度圆螺旋角 β 0 0 齿数 z 30 86 齿顶高 ha 4 4 齿根高 Hf 5 5 分度圆直径 d 126.31 247.475 齿顶圆直径 da 134.31 345.69 齿根圆直径 df 116.31 327.69 齿宽 b 76 70 传动中心距 a 232 齿轮圆周速度 查表13-45 应选8级 GB/ 10095.1-2001 小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造的孔扳式 由表10-9可查 小齿轮选用45钢调质处理（d≤100mm），241～286HBS 大齿轮选用45钢调质处理（d=301～500mm），229～269HBS 试验齿轮接触疲劳极限应力 由图13-5 Hlim3=700MPa Hlim4=650MPa 齿轮接触疲劳强度最小安全系数 由图13-37 SH=1.1 齿轮接触疲劳强度寿命系数 应力循环次数 由图13-6 Zn3=1 Zn4=1 工作硬化系数 由齿轮工作面为软齿面组合 ZW=1 齿轮材料许用应力 作用在高速轴上的扭矩 =761204 载荷系数 由表13-38 K=1.2 因是减速器 a=0.4 齿轮材料弹性系数 由表13-39 节点区域系数 因是斜齿圆柱齿轮传动 ZH=2.45 初选齿数和齿数比 , 齿数比 精确计算输送带线速度 齿宽系数 按齿面接触疲劳强度设计 确定模数 确定中心距 其他主要尺寸 （大于发生齿面疲劳点蚀的最小值，安全） （一般加5—10） 试验齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 由图 齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 齿根弯曲疲劳强度寿命系数 应力循环次数 弯曲疲劳强度尺寸系数 许用弯曲疲劳强度应力 齿形系数 查表 ， 应力修正系数 查表 , 齿根弯曲疲劳强度安全系数 查表 校核齿根弯曲疲劳强度 齿轮参数和几何尺寸 参数及几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 Mn 4 4 法面压力角 法面齿顶高系数 1 1 法面顶隙系数 0.25 0.25 分度圆螺旋角 β 0 0 齿数 z 39 86 齿顶高 ha 4 4 齿根高 Hf 5 5 分度圆直径 d 156 344 齿顶圆直径 da 164 352 齿根圆直径 df 146 334 齿宽 b 106 100 传动中心距 a 250 齿轮圆周速度 查表13-45 应选8级 GB/ 10095.1-2001 小齿轮采用锻造的实心式齿轮轴（与轴分离），大齿轮采用锻造的孔扳式 轴孔直径由轴设计时确定 =486.667r/min =14.4kw =282.575n.m 由表10-10选用45钢调制，硬度为217-255HBS,许用弯曲应力σ=60MPa 由表12-1 A=103-126 由于告诉受到的弯矩较大而齿距较小，取A=115 由于开有一个键槽，其轴径增大 =(5%-7%) mm 查表13-6,B型普通V带带轮直径为40mm，故取d=40mm 轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选用普通平键，A型，b×h×t＝12mm×8mm×5mm，长L=90mm，定位轴肩φ50mm轴颈需磨削，故设计砂轮越程槽φ50mm×1mm 预设滚动轴承并确定各轴承的直径 根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所以轴向力较小，拟选用深沟球轴承6311 尺寸d×D×B=55mm×100mm×29mm，与滚动轴承相配合的轴颈为φ 55mm，配合K6， 结构草图 画高速轴的受力图 计算作用在轴上的力 齿轮1的圆周力 齿轮1的径向力 齿轮1轴向力 带传动压轴力，属于径向力 =3011N 计算在轴上的支座反力 水平平面内 校核 4888.8-3011-1594-283.80=0 无误 垂直平面内 校核 3137+1241-4378=0 无误 绘制水平面弯矩图 绘制垂直平面弯矩图 m 绘制合成弯矩图 绘制扭矩图 T=276520N.mm 绘制当量弯矩图 确定轴的危险截面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面B.C处当量弯矩最大，是轴的危险面 截面B <60MPA 截面C <60mpa 因此，高速轴的弯曲强度足够，其实，截面B是安装轴承的，有箱体的支撑，轴不容易在此弯曲。 已经确定的运动参数和动力参数 =173.485r/min =13.828kw =761.204n.m 轴的材料选择并确定许用弯曲力 由表10-10选用45钢调质，硬度为217-255HBS,许用弯曲应力σ=60MPa 按钮转强度概括计算轴的最小值 由表12-1 A=103-126 由于告诉受到的弯矩较大而齿距较小，取A=115 由于最小直径轴段处的均为滚动轴承，又因为高速轴用dmin=55mm，为方便故选标准直径dmin=55mm 设 计轴的结构并绘制轴结构草图 轴的结构分析 由于齿轮3 df=110.682，其键横底到齿根圆距离X远大于2.5mn=7.5mm,因此设计成分离体，即及齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴，显然只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3和齿轮2及两个轴承。于轴承相配合的轴颈直径需磨削，砂轮越程槽为54mm×1，于轴承相配合的轴头直径为60mm，两齿轮之间以轴环定位，直径为85，宽b=20mm,两齿轮的另一端用套筒定位，齿轮于轴的连接选用普通平键，A型，b×h×t=20mm×12mm×7.5mm,安装齿轮3的键槽长L=60mm，安装齿轮2的键长L=55mm，轴上两个键槽布置在同一母线方向上。根据轴的受力情况，主要是承受m. 按弯曲-扭转组合强度校核 预选滚动轴承并确定各轴段的直径 根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6311，尺寸d×D×B=55mm×120mm×29mm,于滚动轴承相配合的轴颈为55mm，配合为K6， 左轴承的右端和右轴承的左端均采用套筒定位dmın=65mm 确定个轴段的长度并绘制中间轴的结构草图 按弯曲-扭转组合强度校核 画中间轴的受力图 计算作用在轴上的力 齿轮2的圆周力 齿轮2的径向力 N 齿轮2、轴向力 齿轮3的圆周力 齿轮3的径向力 齿轮3轴向力 计算在轴上的支座反力 水平平面内 校核 垂直平面内 校核 无误 绘制水平面弯矩图 绘制垂直平面弯矩图 绘制合成弯矩图 绘制扭矩图 T2=761204N.mm 绘制当量图 确定轴的危险面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断。D截面当量弯矩图最大，是轴的危险截面 截面D 因此中间轴的弯曲强度足够（安全） 重新确定的运动参数和动力参数 由表10-10选用45钢调制，硬度为217-255HBS,许用弯曲应力σ=60MPa 由表12-1 A=103-126 由于告诉受到的弯矩较小而扭距大，取A=107 由于最小直径轴段处的均为滚动轴承，故选标准直径dmin=50mm 由于最小轴段直径安装联轴器且直径大于30mm其截面上开有一个键槽，其轴径增大7% 故取标准直径 63mm 轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮，一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从州的另一端装入和拆卸，轴伸出端安装的联轴器，初选HL7型弹性注销联轴器（GB/T 5014--1995),公称转矩 许用转速N=2240r/min,Y型轴孔（圆柱形），孔直径d=80mm,轴孔长度 ，总长度 ，联轴器与轴的连接选用普通平键，A型，b×h×t=28mm×16mm×10mm(GB/T 1096-2003) ,长125mm轴段直径为70mm，长为140mm,定位轴肩为80mm，与轴承配合的轴颈直径为75mm需磨削，故应设计砂轮越程槽为74mm×1，齿轮于轴配合的轴头直径为85mm，配合为K6，定位轴。肩直径为110mm配合为K6，定位轴肩直径为65mm，宽度为25mm，齿轮与轴之间为普通平键联接，A型，轴上两个键槽分布在同一母线上 预选滚动轴承并确定个轴段的直径 根据轴的受力情况，主要承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用角接触深沟球轴承6313,尺寸d×D×B= ,与滚动轴承相配合的轴承为65mm,配合为K6，定位轴肩为dmın= mm 确定各轴段长度并绘制低速轴结构草图 按弯曲-扭转组合强度校核 画低速轴的受力图和水平面和垂直平面受力图 计算在轴上的力 齿轮4的圆周力 齿轮4的径向力 齿轮4轴向力 计算在轴上的支座反力 水平平面内 校核 2293-3354+1061=0 垂直平面内 校核 无误 绘制水平面弯矩图 绘制垂直平面弯矩图 绘制合成弯矩图 绘制扭矩图 T2=1585181N.mm 绘制当量图 确定轴的危险面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断。C截面当量弯矩图最大，是轴的危险截面 截面C 因此低速轴的弯曲强度足够安全 作用在左轴承上的载荷 N N N 选择滚动轴承的型号 前面已经选择滚动轴承6311（GB/T 276-1994),主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷，由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支撑结构 计算轴承的当量动载荷 轴承A 因为 ，则 轴承B 因为 e>0 , x=1 y=0 校核滚动轴承的寿命 由于轴承B受到的当量动载荷较大，股轴承B进行校核，由表12-32和表12-31可分别查出 （工作温度低于100度）.每天24h连续工作机械 =40000~60000 h ， 高速轴轴承的工作寿命足够 作用在轴承上的载荷 选择滚动轴承的型号 前面已经选择滚动轴承6311（GB/T276-1994),主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷，由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支撑结构 计算轴承的当量动载荷 轴承A 因为 ，用插入法算得 X=1 Y=0 轴承B 因为 则 校核滚动轴承的寿命 由于轴承B受到的当量动载荷较大，股轴承B进行校核，由表12-25和表12-261可分别查出 （工作温度低于100度）。每天24h连续工作机械 =40000~60000 h 取 且每天16小时工作 小于40000h，中间轴轴承的工作寿命还是足够的 作用在轴承上的载荷 选择滚动轴承的型号 前面已经选择滚动轴承6313（GB/T276-1994),主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷，由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支撑结构 计算轴承的当量动载荷 轴承A 因为 ，用插入法算得 X=1 Y=0 轴承B 因为 则 校核滚动轴承的寿命 由于轴承B受到的当量动载荷较大，股轴承B进行校核，由表12-25和表12-261可分别查出 （工作温度低于100度）。每天24h连续工作机械 =40000~60000 h 取 低速轴轴承的工作寿命足够 高速轴与带轮配合处，选用A型普通平键，由表12-18查得，b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003)，键长L=100mm。 键的工作长度 。 带轮材料为铸铁，由表12-22查得键连接的挤压应力 键连接工作面的挤压引力 中间轴与带轮配合处，选用A型普通平键，由表12-18查得，b×h=20mm×12mm(GB/T1096-2003)，键长L=60mm 键的工作长度 。 带轮材料为钢，由表12-22查得键连接的挤压应力 键连接工作面的挤压引力 中间轴与齿轮3配合处，选用A型普通平键，由表12-18查得，b×h=20mm×12mm(GB/T1096-2003)，键长L=80mm键的工作长度。 带轮材料为钢，由表12-22查得键连接的挤压应力 键连接工作面的挤压引力 低速轴与齿轮4配合处，选用A型普通平键，由表12-18查得， b×h=22mm×14mm(GB/T1096-2003)，键长L=80mm键的工作长度。 带轮材料为钢，由表12-22查得键连接的挤压应力 键连接工作面的挤压引力 低速轴与联轴器配合处,选用A型普通平键，由表12-18查得， b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003)，键长L=140mm键的工作长度。 带轮材料为钢，由表12-22查得键连接的挤压应力 键连接工作面的挤压引力 根据表15-2查得K=1.3 计算转矩 。 轴伸出端安装的联轴器，由表15-12初选为lt8型弹性注销联轴器，公称转矩 ，许用转速 ，Y型轴孔（圆柱形），孔直径 轴孔长度 ，总长度 齿轮传动的润滑 由于齿轮圆周速度 高速级 低速级 因此，齿轮传动采用油浴润滑，根据表14-17，选用工业闭式齿轮油L-CKC68(GB/T 5903-1995) 齿轮浸油深度以低速轴齿轮4的1/6半径为宜 滚动轴承的润滑 高速轴 中速轴 低速轴 故高速轴，中间轴和低速轴的轴承均采用润滑脂润滑，参考表14-18选用钠基润滑脂3号（L-XACMGA3)(GB/T 492-1989) 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） 查表14-1，主要尺寸计算见下表 符号 名称 尺寸 箱座壁厚 箱盖壁厚 b 箱体凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 b1=18mm 箱底座凸缘厚度 n 地脚螺钉 直径和数目 取 轴承旁联接 螺旋直径 箱盖与箱座 联接螺栓直径 轴承端盖 螺钉直径 取 轴承盖螺钉数目 =4 m 箱座加强筋厚度 箱盖加强筋厚度 窥视孔盖 螺钉直径 取 箱体外壁至螺栓中线间距离 P=8w =0.792 =77.304r/min 选用电动 机型为 Y160L-4型 （满足条件） =18kw 选用B型普通带 Dd1=140mm =400mm =3.0357 符合要求 Ld=2240mm a=674mm =573mm =654mm 符合要求 Z=6 FQ=3011N B=118mm N1=497.324r/min T1=207.82N.M Hlim1=620MPa Hlim2=540MPa SH=1.3 Zn1=1 Zn2=1 ZW=1 =477MPa =415MPa U=2.8667 mm a=232mm d1=120mm b2=70mm b1=76mm 安全 安全 V=3.289m/s 8-GB/T10095.1-2001 T2=761.204N.m =761204 a=0.4 Z3=39 Z4=86 U=2.2051 (符合要求） a=250mm b4=100mm b3=106mm 安全 安全 V=1.417m/s 8级 GB/ 10095.1-2001 45钢调制 σ=60MPa =3011N =48888N T=276520N.mm 安全 安全 45钢调制 σ=60MPa =9759N =1880N T2=761204N.mm 安全 45钢调制 σ=60MPa =2293N T=158518N.mm 安全 安全 足够 安全 安全 安全 安全 安全 安全 安全 安全 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，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1460r/min; 2.减速器齿轮圆周速度不高于 m/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 关于办公室下班关闭电源制度矿山事故隐患举报和奖励制度制度下载人事管理制度doc盘点制度下载 ，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 混凝土 养护记录下载土方回填监理旁站记录免费下载集备记录下载集备记录下载集备记录下载 。 参 考 文 献 1 简明<<机械设计手册>>第三版 唐金强主编 上海科学技术出版社 ，2009 2 <<机械设计基础课程设计>>. 李海萍主编 .机械工业出版社 ,2010 3 <<机械设计基础课程设计>> 曾忠福主编 化学工业出版社 ,2009 4 <<材料力学 >> 李立 张祥兰 主编 机械工业出版社 ,2008 5 <<公差配合与测量技术>> 娄琳主编 人民邮电出版社 2009.10 6 <<机械制图>> 钱可强主编 高等教育出版社