二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器目 录i. 机械设计课程设计任务书······················································1ii. 系统总体方案设计···································································2一、确定传动方案··································································2二、机械传动装置的总体设计··············································2iii. V带传动的设计········································································5一、V带的基本参数································································5二、带轮结构的设计·······························································8iv. 减速器内传动的设计································································9一、高速级斜齿圆柱齿轮的设计···········································9二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计···········································14三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算·······································19v. 轴的设计·····················································································20一、中间轴的设计与计算·······················································20二、高速轴的设计与计算·······················································28三、低速轴的设计与计算·······················································35vi. 箱体的整体设计及其附件的选用··········································42一、箱体的结构设计·······························································42二、减速器附件·······································································43三、减速器润滑及密封形式的选择·······································44参考文献······························································································45i. 机械设计课程设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置设计工作条件：某带式运输机，输送物品为粉粒物（如煤、砂等）、单向传动，工作中载荷平稳，滚筒效率0.96，工作年限10年，大修期限3年，每年工作300天，两班制工作，工作机允许速度误差+5%，在专门小工厂批量生产。原始数据：运输机工作拉力 (N)1400输送带速度 ()2.4卷筒直径 ()270两级圆柱齿轮减速器简图1电动机轴；2电动机；3带传动中间轴；4高速轴；5高速齿轮传动6中间轴；7低速齿轮传动；8低速轴；9工作机；二、应完成的工作：1. 减速器装配图1张（A0图纸）；2. 零件工作图2张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师: 杨现卿 2013年1月10日 ii. 系统总体方案设计一、 确定传动方案1. 根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱斜齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。2. 为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。二、 机械传动装置的总体设计1. 选择电动机1.1 选择电动机类型电动机是标准部件。运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自冷三相交流异步电动机。1.2 电动机容量的选择1、工作机所需要的功率为：其中：， 得2、电动机的输出功率为电动机至滚筒轴的传动装置总效率。取V带传动效率，斜齿圆柱齿轮传动效率，效率，滚筒效率为，联轴器的效率为从电动机到工作机输送带间的总效率为： 3、电动机所需功率为：因载荷平稳，选取电动机额定功率为。 1.3 电动机转速的选择滚筒轴工作转速：两级展开式减速器的传动比为：V带的传动比为：得总推荐传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为只有3000r/min，型号为 Y112M-2。电动机型号及主要尺寸型号额定功率(kw)满载转速(r/min)同步转速N(r/min)Y112M-24.0289030002. 传动比的分配1、总传动比为2、分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：取；则减速器的传动比为：；则高速级传动比为：；取=2.85，则低速级传动比为；各级传动比列表如下：6.082.82.852.133. 计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴的转速：=28901轴 ；2轴 ；3轴 ；滚筒轴 3.2各轴的输入功率：1轴 ；2轴 ；3轴 ；卷筒轴 3.3各轴的输入转矩：电机轴 ；1轴 ；2轴 ；3轴 ；滚筒轴 4. 整理列表轴名功率转矩转速电机轴4.1213.61289013.91436.211032.1423.7699.15362.1533.61202.8170滚筒轴3.54198.86170iii. V带传动的设计一、 V带的基本参数1、确定设计功率：已知：；查机械设计基础表9-7得工况系数：；则：2、选取V带型号：根据、查机械设计基础图9-12选用A型V带3、确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：；（2）计算大带轮基准直径：；4、验算带速：带的速度合适。5、确定V带的基准长度和传动中心距：（1）中心距：所以有 即 为使结构紧凑，取中心距 。 （2）基准长度：查机械设计基础表9-2选用（3）实际中心距：其中 所以 6、验算小带轮上的包角：由 得所以小带轮上的包角合适。7、确定V带的根数：（1）查机械设计基础表9-3 得单根V带的功率： ；（2）查机械设计基础表9-4得：；（3）查机械设计基础表9-5得，包角修正系数（4）查机械设计基础表9-6得：综上数据，得取合适。8、计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计基础表9-1得：9、计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A2.81080中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)3003126.12719.89二、 带轮结构的设计1、带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）2、带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。查表得电动机轴径 轮毂宽：其最终宽度结合安装带轮的轴端确定轮缘宽：iv. 减速器内传动的设计一、高速级斜齿圆柱齿轮的设计1.1 齿轮的类型1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表选用8级精度。3、材料选择：大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查表得齿面硬度为 217255HBW，2162217HBW。平均硬度 4、螺旋角：8°<<20°,初选=12°5、齿数：初选小齿轮齿数：；因齿数比， 所以大齿轮齿数：，取。1.2齿面接触强度校核因为为软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行校核。其校核公式为 （1）取载荷（2）取齿宽系数（3）查表得弹性系数，查图得节点区域系数。（4）端面重合度 轴向重合度 （5）查重合度系数图得 （6）查螺旋系数图得 （7）许用接触应力可用下式计算查图得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由接触疲劳强度寿命系数图查得 查表取安全系数，则小齿轮的许用接触应力为大齿轮的许用接触应力为所以取 初算小齿轮的分度圆直径，得1.3 确定传动尺寸。（1）计算载荷系数。查表取使用系数 因 查图可得动载荷系数，齿向载荷分配系数。查表得齿间载荷分配系数。则载荷系数为 （2）对进行修正因与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正。即1.4计算模数 ，查表取1.5中心距圆整为114mm。1.6确定螺旋角1.7确定齿轮的分度圆直径：1.8齿轮宽度：圆整为71 mm圆整后取；。1.9按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬大度于350HBS,所以为硬齿面，所以要校核齿根弯曲疲劳强度。齿根弯曲疲劳强度条件为1、K、和同前。2、齿宽3、齿形系数 4、查机械设计基础图得：， 5、查机械设计基础图得：， 6、查机械设计基础图得：，7、许用弯曲应力 查图可得弯曲疲劳极限应力为查图得寿命系数为 ，查表可得安全系数为。所以 1.10计算齿轮传动其他尺寸端面模数 =2.56179mm齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 齿轮尺寸表：将几何尺寸汇于表：序号名称符号计算公式及参数选择1端面模数2螺旋角3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距114mm二、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计2.1齿轮的类型1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表选用8级精度。3、材料选择：大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查表得齿面硬度为 217255HBW，2162217HBW。平均硬度 4、螺旋角：8°<<20°,初选=12°5、齿数：初选小齿轮齿数：；因齿数比， 所以大齿轮齿数：，取。2.2齿面接触强度校核1、因为为软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行校核。其校核公式为 （1）取载荷（2）取齿宽系数（3）查表得弹性系数，查图得节点区域系数。（4）端面重合度 轴向重合度 （5）查重合度系数图得 （6）查螺旋系数图得 （7）许用接触应力可用下式计算查图得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由接触疲劳强度寿命系数图查得 查表取安全系数，则小齿轮的许用接触应力为大齿轮的许用接触应力为所以取 初算小齿轮的分度圆直径，得2.3确定传动尺寸。查表取使用系数 因 查图可得动载荷系数，齿向载荷分配系数。查表得齿间载荷分配系数。则载荷系数为 因与相差不大，故不需对由计算出的进行修正。2.4计算模数 ，查表取2.5低速级中心距圆整为134mm。2.6确定螺旋角2.7确定齿轮的分度圆直径：2.8齿轮宽度：圆整为101 mm圆整后取；。2.9按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬大度于350HBS,所以为硬齿面，所以要校核齿根弯曲疲劳强度。齿根弯曲疲劳强度条件为1、K、和同前。2、齿宽3、齿形系数 4、查机械设计基础图得：， 5、查机械设计基础图得：， 6、查机械设计基础图得：，7、许用弯曲应力 查图可得弯曲疲劳极限应力为查图得寿命系数为 ，查表可得安全系数为。所以 2.10计算齿轮传动其他尺寸端面模数 =2.55240mm齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 齿轮尺寸表：将几何尺寸汇于表：序号名称符号计算公式及参数选择1端面模数2螺旋角3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距134mm三、 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算3.1高速级齿轮传动的作用力1、 已知条件高速轴传递的转矩 转速 高速级齿轮的螺旋角 小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径为 2、 齿轮1的作用力圆周力为 ，其方向与力作用点圆周速度方向相反径向为，其方向为由力作用点指向齿轮1的中心轴向力 ，其方向可由右手法则确定法向力为 3、 齿轮2的作用力 从动齿轮2上各个力与主动齿轮1上相应的力大小不等，作用方向相反。3.2低速级齿轮传动的作用力1、 已知条件中间轴传递的转矩 转速 低速级齿轮的螺旋角 ，为使齿轮3的轴向力和齿轮2的轴向力相互抵消一部分。 小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 2、 齿轮3的作用力圆周力为 ，其方向与力作用点圆周速度方向相反径向为，其方向为由力作用点指向齿轮3的中心轴向力 ，其方向可由右手法则确定法向力为 3、 齿轮4的作用力 从动齿轮4上各个力与主动齿轮3上相应的力大小不等，作用方向相反。v. 轴的设计一、 中间轴的设计与计算1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为轮圆周力：齿轮劲向力：齿轮轴向力：同理中速轴小齿轮上的三个力分别为：2、选取材料 可选轴的材料为45钢，调质处理。查表 3、轴最小直径的确定根据表，取得考虑到轴上有两个键，所以直径增加4%5%,故取最小直径25mm且出现在轴承处。4、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。（2）轴承的选择与轴段1及轴段5的设计该轴上安装轴承，故其设计与轴承的选择同步。考虑到齿轮又轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段1、5上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取轴承为7209C进行设计计算。由表得轴承内径，外径，宽度。定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力的作用点与外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则（3）轴段2和轴段4的设计轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定=47mm齿轮2轮毂宽度范围为(1.21.5) =56.470.5mm，故取其轮毂宽度，其右端采用轴肩定位，左边采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应的齿轮轮毂宽度略短，故取（4）轴段3的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.070.1) =3.294.7mm，取其高度为h=4.5mm，故齿轮3左端面与箱体内壁距离和高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为，齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁间的距离为，取，则箱体内壁间的距离为。齿轮2 右端面与箱体内壁的距离为，则轴段3的长度为（5）轴段1和轴段5的设计该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上的两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段1的长度为轴段5的长度为（6）轴段上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面距离，则由图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为5、键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键GBT 1096-1990 和键 GBT 1096-19906、轴的受力分析(1) 画轴的受力简图如下所示 (2) 计算支承反力在水平面上为式中负号表示与图上所画力的方向相反在垂直平面上轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为(3)画出弯矩图如下所示在水平面上，剖面图左侧为剖面图右侧为剖面图右侧为剖面图左侧为在垂直平面上为合成弯矩，在剖面左侧为在剖面右侧为在剖面左侧为在剖面右侧为(4)画转矩图转矩图如下图所示，7、校核轴的强度虽然剖面左侧弯矩大，但剖面右侧除作用有弯矩外还有转矩，故剖面两侧均有可能是危险剖面，故分别计算。剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为剖面左侧弯曲应力为剖面右侧弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，弯矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为 故 ，所以剖面右侧为危险截面查表得45钢调质处理抗拉强度极限，轴的许用弯曲应力为，强度满足要求。8、校核键连接强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮材料都为钢，由表查得，强度足够。齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够。 9、校核轴的寿命(1)计算轴承的轴向力由表查得7209C轴承得。则轴承内部轴向力分别为外部轴向力，各轴向力的方向如图所示。则两轴承的轴向力分别为 因 ，故只需校核轴承1的寿命。(2) 计算轴承1的当量动载荷由，查表得=0.40。因，查表得X=0.44 Y=1.37。所以当量动载荷(3) 校核轴承寿命轴承在以下工作，查表得所以轴承1的寿命为 减速器预期寿命为因，故轴承寿命足够。 二、高速轴的设计与计算可选轴的材料为45钢，调质处理。查表 1、轴最小直径的确定根据表，取得考虑到轴上有一个键，所以直径增加3%5%,故取最小直径20mm且出现在轴承处。2、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。（2）轴段1的设计该轴段上安装带轮，故其设计与带轮轮毂轴孔设计同步。考虑到如果该轴轴径取得太小，轴承寿命可能满足不了减速器的预期寿命要求，初定轴段1 的直径，带轮轮毂宽度为(1.52.0) =37.550mm，结合带轮结构，取带轮轮毂宽度，轴段1的长度略小于带轮轮毂宽度，取（3）轴段2和密封圈的设计在确定轴段2的直径时，应考虑带轮的轴向直径和密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度。轴段2的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度为，小于，可选用毡圈油封，查表选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，则（4）轴承的选择与轴段3及轴段7的设计该轴上安装轴承，故其设计与轴承的选择同步。考虑到齿轮又轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段3上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取轴承为7207C进行设计计算。由表得轴承内径，外径，宽度。定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力的作用点与外圈大端面的距离，故取轴段3的直径。轴承采用脂润滑，需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离取为，挡油环的挡油凸缘内侧面突出箱体内壁，挡油环孔宽度初定为，则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则(5) 齿轮和轴段5的设计轴段5上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定则查表可知，键的截面尺寸为，轮毂键槽深度为，则该处齿轮上齿根圆与轮毂键槽顶部的距离为则有（6）轴段4和轴段6的设计该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离均取为，则轴段6的长度为 轴段4的长度为（7）轴段2的设计该轴的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及零件端盖等有关。轴承座的宽度为，查表可知下箱座壁厚。则箱体轴承座宽度为可取箱体凸缘连接螺栓为M10，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉直径为，查表得轴承端盖凸缘厚度为，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为，端盖连接螺钉查表取用螺钉为 5781 。为方便不拆带轮的条件下可以装拆轴承端盖螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离，带轮采用腹板式，螺钉的装拆空间足够。则（8）轴段上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面距离，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为3、键连接带轮与轴间采用A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键GBT 1096-19904、轴的受力分析(1) 画轴的受力简图如下所示 (2) 计算支承反力在水平面上为 式中负号表示与图上所画力的方向相反在垂直平面上 轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为(3)画出弯矩图如下所示在水平面上，剖面图右侧为剖面图左侧为剖面为在垂直平面上为合成弯矩，在剖面左侧为在剖面右侧为在剖面为 (4)画转矩图转矩图如下图所示，5、校核轴的强度虽然剖面弯矩比剖面左侧弯矩小，但剖面除作用有弯矩外还有转矩，且其轴径较小，故剖面是危险剖面。剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，弯矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为查表得45钢调质处理抗拉强度极限，轴的许用弯曲应力为，强度满足要求。6、校核键连接强度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮材料都为钢，由表查得，强度足够。 7、校核轴的寿命(1)计算轴承的轴向力由表查得7207C轴承得。则轴承内部轴向力分别为外部轴向力，各轴向力的方向如图所示。则两轴承的轴向力分别为 因 ，故只需校核轴承1的寿命。(2) 计算轴承的当量动载荷由，查表得=0.41。因，查表得X=0.44 Y=1.37。所以轴承1的当量动载荷由，查表得=0.39。因，查表得X=0.44 Y=1.44。所以轴承2的当量动载荷(3) 校核轴承寿命因，故只需校核轴承1的寿命。轴承在以下工作，查表得。所以轴承1的寿命为 减速器预期寿命为因，故轴承寿命足够。 三、 低速轴的设计与计算可选轴的材料为45钢，调质处理。查表 1、轴最小直径的确定根据表，取得考虑到轴与联轴器连接，有一个键槽，所以直径增加3%5%,故轴段最细处直径2、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。（2）联轴器及轴段1的设计该轴段上安装联轴器，故其设计与联轴器设计同步。为补偿联轴器所接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取，则计算转矩查表得GB/T 5014-2003 中的LX2型联轴器符合要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为2035mm，考虑到，取联轴器孔的直径为联轴器主动端代号为LX2 GB/T 5014-2003，相应的轴段1的直径（3）轴段2和密封圈的设计在确定轴段2的直径时，应考虑到联轴器的轴向固定和轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度。轴段2的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于，可选用毡圈油封，查表选用毡圈40 JB/ZQ 4606-1997，则（4）轴承的选择与轴段3及轴段6的设计该轴上安装轴承，故其设计与轴承的选择同步。考虑到齿轮又轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段3和6上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取轴承为7209C进行设计计算。由表得轴承内径，外径，宽度。定位轴肩直径，外径定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，对轴的力的作用点与外圈大端面的距离，故取轴段3的直径。轴承采用脂润滑，需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。挡油环孔宽度初定为，则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则(5) 齿轮和轴段5的设计轴段5上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，齿轮4轮毂的宽度范围是，取轮毂的宽度等于齿轮宽度，（6）轴段4的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为，取，则，齿轮左端面距离箱体的距离为，则轴段4的长度为（7）轴段2与轴段6的设计该轴的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及零件端盖等有关。轴承座端盖连接螺栓为螺栓GB/T 5781 ，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的装拆空间干涉，故联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为。则有则轴段6的长度为（8）轴段上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面距离，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为3、键连接联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均用A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键GBT 1096-1990 和GBT 1096-19904、轴的受力分析(1) 画轴的受力简图如下所示 (2) 计算支承反力在水平面上为在垂直平面上 轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为(3)画出弯矩图如下所示在水平面上，剖面图右侧为剖面图左侧为在垂直平面上，剖面为合成弯矩，在剖面左侧为在剖面右侧为 (4)画转矩图转矩图如下图所示，5、校核轴的强度因剖面右侧弯矩大，且作用有转矩，故剖面右侧是危险剖面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，弯矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为查表得45钢调质处理抗拉强度极限，轴的许用弯曲应力为，强度满足要求。6、校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮4处键连接的挤压应力为取键、轴、齿轮及联轴器材料都为钢，由表查得轴的许用弯曲应力为，强度足够。 7、校核轴的寿命(1)计算轴承的轴向力由表查得7209C轴承得。则轴承内部轴向力分别为外部轴向力，各轴向力的方向如图所示。则两轴承的轴向力分别为 (2) 计算轴承的当量动载荷由，查表得=0.39。因，查表得X=0.44 Y=1.43。所以轴承1的当量动载荷由，查表得=0.41。因，查表得X=0.44 Y=1.36。所以轴承2的当量动载荷(3) 校核轴承寿命因，故只需校核轴承2的寿命。轴承在以下工作，查表得。所以轴承2的寿命为 减速器预期寿命为因，故轴承寿命足够。vi. 箱体的整体设计及其附件的选用一、 箱体的结构设计1）箱体材料的选择与毛坯种类的确定根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200。因为铸造箱体刚性好、外形美观、易于切削加工、能吸收振动和消除噪音,可采用铸造工艺获得毛坯。2）箱体主要结构尺寸和装配尺寸见下表： 单位：mm名称代号尺寸高速级中心距114低速级中心距134机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12地脚螺栓底角厚度机座肋厚7机盖肋厚7地脚螺栓直径M16地脚螺栓通孔直径17.5地脚螺栓沉头座直径33底脚凸缘尺寸2220地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓的直径M12轴承旁连接螺栓通孔直径13.5剖分面凸缘尺寸1816上下箱连接螺栓直径M10上下箱连接螺栓通孔直径11上下箱连接螺栓沉头座直径22箱缘尺寸1614轴承盖螺钉直径M8检查孔盖连接螺栓直径M8圆锥定位销直径8减速器中心高160轴承端盖外径90,115,100轴承旁连接螺栓距离124,134,134箱体外壁至轴承座端面距离50轴承座孔长度58大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁间距离10箱体底座凸缘厚度20箱体底座凸缘宽度58二、 减速器附件（1）窥视孔和视孔盖在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔，用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，还可以由该孔向箱内注入润滑油。（2）通气器安装在窥视孔板上，用于保证箱内和外气压的平衡，一面润滑油眼相体结合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。（3）轴承盖轴向固定轴及轴上零件，调整轴承间隙。这里使用凸缘式轴承盖，因其密封性能好，易于调节轴向间隙。（4）定位销为了保证箱体轴承孔的镗削精度和装配精度，在减速器的两端分别设置一个定位销孔。（5）油面指示装置在箱座高速级端靠上的位置设置油面指示装置，用于观察润滑油的高度是否符合要求。（6）油塞用于更换润滑油，设在与设置油面指示装置同一个面上，位于最低处。（7）起盖螺钉设置在箱盖的凸缘上，数量为2个，一边一个。用于方便开启箱盖。（8）起吊装置在箱盖的两头分别设置一个吊耳，用于箱盖的起吊；而减速器的整体起吊使用箱座上的吊钩，在箱座的两头分别设置两个吊钩。三、 减速器润滑及密封形式的选择对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。轴承盖处密封采用毛毡圈。箱盖与箱座之间的密封则采用涂水玻璃密封，涂水玻璃密封的方法能有效地减轻震动起到防震作用。参考文献:1 杨现卿.机械设计基础.北京:中国电力出版社 2010.22 杨现卿.机械设计课程设计.北京:中国电力出版社 2010.23 张春宜.减速器设计.北京:机械工业出版社 2010.14 孔庆华.工程图学.北京:中国电力出版社 2007.9