机械厂装配车间带式输送机传动装置设计

目录第1章设计任务书1第2章传动方案分析2第3章电机的选择2第4章传动比分配3第5章运动及动力参数计算4第6章带传动的设计5第7章齿轮转动的设计6第8章轴的结构设计及计算18第9章滚动轴承的选择及寿命40第10章键的选择及强度计算44第11章箱体的结构设计45第12章密封件，润滑剂及润滑方式的选择49第13章设计小结49第14章参考文献50第一章、设计任务书11设计题目机械厂装配车间带式输送机传动装置设计。12已知条件121机器功用由输送带传送机器的零、部件；122工作情况单向运输，载荷轻度振动，环境温度不超过40C；123运动要求输送带运动速度误差不超过7；124使用寿命8年，每年350天，每天8小时；125检修周期一年小修，二年大修；126生产批量批量生产；127生产厂型中型机械制造厂。13主要技术数据131输送带工作拉力F7KN；132输送带工作速度V13M/S；133滚筒直径D650MM；14设计工作及内容141传动方案的确定；142电机选型；143传动装置的运动和动力参数计算；144带传动设计；145减速器设计齿轮、轴的设计计算、轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计；146联轴器选型设计；147绘制减速器装配图和零件工作图；148编写设计说明书；149设计答辩。15传动装置总体设计151组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。152特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。153确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。23541IIIVPDPW图11传动装置总体设计图16设计任务应完成减速器装配图一张；齿轮、轴的零件图2张；设计计算说明书一份。第二章、传动方案分析已知已知输送带工作速度为13M/S，滚筒直径为650MM,输送带工作拉力为7KN。连续单向运转，工作时载荷较平稳有轻微振动，使用寿命为8年。该传送机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅度降低了成本。减速器部分用两级圆柱齿轮减速器。第三章、电机的选择31传动装置的总效率A0827542341A827096309709624为V带的效率,为轴承的效率，为每对齿轮啮合的效率，为联轴器的效率，1234为滚筒传动效率。532卷筒的转速DNV106MIN/2386501R工作机主动轴所需功KWFVPW917电动机的输出功率AD18203033由表可选取电动机功率KWPED1534电动机常选用Y系列三向异步电动机，根据所需功率在设计手册中选择Y160L4型。Y160L4型电动机数据如下表31所示表31Y112M4型电动机数据额定功率EDP15KW满载转速MN1460R/MIN同步转速1500R/MIN电动机伸出端直径D28MM电动机伸出端安装长度E60MM第四章、传动比分配41总传动比AI2038146NIMA42各级传动比分配为了使传动系统结构较为紧凑，据机设P4表21所述，取V型带传动比，由04带I（1315）,1I2I则得减速器的传动比5904238带IA高速齿轮啮合的传动比3521I低速齿轮啮合的传动比2712I第五章、运动及动力参数计算51各轴的转速计算1N带IMIN/36540R12II/912R23INMIN/63875460R52各轴输入功率的计算按负载所需功率计算各轴输入功率KWPD1机座中心高H112MMI轴的输入功率KWPD56109011轴的输入功率47231轴的输入功率K904233卷筒轴的输入转矩WP387793453各轴的输入转矩计算电动机的输出转矩MNNPTMDD95711460950I轴的转矩ID2711带轴的转矩NIT93539702612312轴的转矩MNI4720192323各轴功率、转速、转矩列于表51（I轴的输出扭矩分别为各轴的输入扭矩乘以099）功率PKW扭矩TNM轴名输入输出输入输出转速（R/MIN）电动机轴117195轴110562762927353365轴21014933939245910369轴39742430472406173826轴49382341053826第六章、带传动的设计外传动带选为普通V带传动61确定计算功率CAP据机械设计表87查得1AK计算功率CAPKWP1262选择V带的带型由、由图811选取V带型号为B型V带KWPCA12MIN/4601RN63确定带轮的基准直径并验算带速VD631初选小带轮的基准直径。1由机械设计表86和88，取小带轮的基准直径1DM40632验算带速。按式（813）验算带的速度SNDV/701604160带速在530M/S范围内，合适。633计算大带轮的直径。根据式（815），计算大带轮的基准直径2DMID560142由表88知是B型带的基准直径系列D560264确定V带中心距和基准长度ADL641据式（820）初定中心距MA90642由式（822）得带长2/40LA1D21D20A2900140560560140/49002948MM查表82，对B型带选用。DLM3150643由式（823）计算实际中心距。ALAD29489020M7531MINLDA09X65验算小带轮包角113578012AD能满足要求。9064666计算V带根数Z661计算单根V带的额定功率RP由和，查表84A得。1DM40IN/1460NKWP8320根据，和B型带，查表84B得I/61RN带460查表85得，表82得，则有9340K071LKKWPLR2930719463820662计算V带的根数Z683291RCAPZ取4根67求作用在带轮轴上的压力QF查表83得Q018KG/M，故由式827得单根V带的初拉力2MIN052VQZVKPFCA27108710493作用在轴上的压力2360SIN21M0MIN0FZ5SI74N621568带轮结构设计带轮宽度查表810得E19MM,FMIN115MM,取MF10B50MMFEZ212153查表得小带轮的轮毂长度50MM,大带轮轮毂长度为60MM第七章、齿轮转动的设计N625771高速级齿轮减速齿轮设计。711选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用直齿圆柱齿轮传动2考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用7级精度3小齿轮选用40CR钢（调质）,齿面硬度280HBS,大齿轮选用钢（调质），硬度为45240HBS,两者硬度之差为40HBS。4选小齿轮齿数为,大齿轮齿数为231Z819602312IZ712按齿面接触强度计算由设计计算公式1021进行试算，即，并确定公式内的各32112HEDTZUTKD）（计算数值。1选取载荷系数31TK2计算小齿轮传递的转矩MNT3105273由表107取齿宽系数D4由图1021（D）取小齿轮接触疲劳极限，大齿轮接触疲劳极限MPAH601LIMMPAH502LIM5由表106查得材料的弹性影响系数。189EZA6计算应力循环系数。N81109564830136506HJLNN88129294I7由图1019取接触疲劳寿命系数,。9501HNK9702HN8计算接触疲劳许用应力取失效概率，安全系数则11HS1HA57093601LIMMPKSHN2H52LIHN713计算小齿轮分度圆直径1TD1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值T1H232112HEDTZUTKD）（M323538191057）（M6983计算圆周速度1VSMNDVT/713065984306114计算齿宽1BDBT897689115计算齿宽与齿高之比1BH模数MZDMTT8932671齿高HT75512078691B6计算载荷系数K。根据、7级精度。两支承相对于小齿轮非对称布置时由图108查得，SMV/13；0VK直齿轮，；1HF由表102查得使用系数，；AK由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时4281HK由,查图1013得；210HB4281H3561F故载荷系数28407HVAKK7）由式1010A得MDTT61931528698318）计算模数MZ421714校核所得分度圆直径由式105得弯曲强度的计算公式为321FSADYZKTM1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；，大齿轮弯曲疲劳极限MPE501MPAFE38022）由图1018取弯曲疲劳系数,901FNK52FN3）计算弯曲疲劳许用应力取安全疲劳系数，由式1012得14SMPAAKFENF43215091S8657438224）计算载荷系数K。45136107FVAK5）查取齿数系数及应力校正系数，由表105查得,。6921FAY218FA57SY712SA6）计算大小齿轮的并加以比较。SF013843257691FSAY25782FSA大齿轮的数值大。7）设计计算323015215742M8对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，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有关，可取弯曲强度算得的模数2838MM，就近圆整为标准值M3MM。按接触疲劳强度算得的分度圆直径MD61941则算出小齿轮的齿数。325136941MDZ大齿轮的齿数，1364212Z这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。715几何尺寸计算计算分度圆直径MZD963212计算中心距DA52173961计算齿轮宽度MBD1取，MB9520172低速齿轮。721选择齿轮材料和热处理方式考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用7级精度，有方案图知齿轮为直齿圆柱齿轮。小齿轮选用40CR调质钢,齿面硬度280HBS,大齿轮选用45调质钢，硬度为240HBS,两者硬度之差为40HBS。722选择齿数、选齿宽系数。D1由机械设计表107取。1D2由图1021（D）取小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮的接触疲劳强MPA603LIM度极限550MPA。4LIM3选取载荷系数13。TK4由表106查得材料的弹性影响系数。189EZMPA5计算应力循环系数。N8310395081690360NJL7234145/I6由图1019取接触疲劳寿命系数031,97043HNHNK7计算接触疲劳许用应力取失效概率、安全系数则11HSMPAKNH5826097/3LIM3S1/4LI4723计算小齿轮分度圆直径3TD1由设计计算公式（109A）进行试算，即23312HEDTTZUTKD32356819710594132125MM2计算圆周速度3VSMNDVT/7106091254106233计算齿宽3BMDBT1253125334计算齿宽与齿高之比3BH取小齿轮齿数为23,则模数MZDMTT7452313齿高HT9265210963B5计算载荷系数K。根据,7级精度。两支承相对于小齿轮非对称布置时由图108查得，7103V；直齿轮，；由表102查得使用系数；由表104用插值法4VK1HF1AK查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时。由，4391H203HB，查表1013得；故载荷系数391H7F；6543910HVAKK校核所得分度圆直径由式1010A得MKDTT471389652347183计算模数。MMZ03按齿根弯曲强度计算有式105得弯曲强度的计算公式为32FSADYZKTM确定公式内各计算数值由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPAFE501查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限；AFE382由图1018取弯曲疲劳系数,9701NK9502N计算弯曲疲劳许用应力取安全疲劳系数，由式1012得4SMPAAKFENF436150971S825743822计算载荷系数K。42813701FVA查取齿数系数及应力校正系数，由表105查得,691FAY268FA571SY。73612SAY计算大小齿轮的并加以比较。FASY01243657921FSA782572FSAY大齿轮的数值大。设计计算4237MM32301527159482M对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲程度所决定的承载能力，而吃面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数4237MM，就近圆整为标准值45MM。按接触疲劳强度算得的分度圆直径则算出小齿轮的齿数。MD471383104852617TDZM大齿轮的齿数，4234982IZ这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径3274108DZM4936计算中心距310822DA计算齿轮宽度3DBM取，。4108BM31验算齿面接触强度取，。实际传动比Z189EMPA25HZ439217Z522310589841HHEKTBD49874608HMPAPA安全。齿轮传动的作用力及计算载荷（）。02由式103有圆周力523710F68NTTD634952748T径向力03FTAN1TAN6RN4T65274T23478OR轴向力30819COSTA40652732TAFN3高低齿轮的参数列表如下表71齿轮参数名称高速级低速级模数MM345中心距（MM）2175258751Z3231齿数2113841D961395分度圆直径（MM）2339378齿宽MM1B1001452B95140材料及热处理40CR4540CR45齿轮的结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式为宜。如图51所示，其他有关尺寸参看大齿轮零件图图51低速齿结构第八章、轴的结构设计81、中间轴811中间轴的功率、转速、转矩。PNT据表上述表51知,237KW296/MINR523710TNM812作用在齿轮上的力据第七章设计计算知246803TRAFN3685124790TRAFN813初步确定轴的最小直径据机械设计式（152）初步估算最小直径，选取轴的材料为40CR，调质处理。根据机械设计表153取015A233MIN072916PDM中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径。为使所选与轴承的毂孔直径相适应，故同时IDID选取轴承型号。因轴承同时收油径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，据由轴承产品中初步选取30208。其尺寸为。故MIN391D4081975DT40IVI814轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案。采用如图81所示装配方案。图81中间轴装配方案2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度取按装低速齿的安装轴段，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿45IDM轮轮毂宽为113MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。取轴环处的10ILM07HD5HM直径。轴环宽度，且轴环右端定位高速齿的左端。为使两轮保持一5IVD14BH定间隙又保证定位要求，取。20IVLM取安装高速齿轴段的直径。齿轮左端轴肩定位，右端与油轴承之间采I45ID用套筒定位，已知齿轮轮毂宽，则为使套筒端面可靠地压紧齿轮，齿轮段应略短于70轮毂宽度，故取。6IVLM取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，1A应距箱体内壁一段距离S，取（参看图81）。则已知滚动轴承宽，81975TM706475ILTSAM轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表61查得平键截面。IVD149BH键槽用键槽铣刀加工，长为。同样，小齿轮与轴的连接选用平键为。轮56M60毂与轴的配合均为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直7HN径公差为。16M确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为15。015482、高速轴821中间轴的功率、转速、转矩。PNT据表上述表51知，1372KW142/MINR4180NM822作用在齿轮上的力据第七章设计计算知125490678TRAFN823初步确定轴的最小直径据机械设计式（152）初步估算最小直径，选取轴的材料为40CR，调质处理。根据机械设计表153取015A133MIN08241PDM高速轴的最小直径是安装带轮处轴的直径（图83）取ID25ID824轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案。采用如图83所示装配方案。图83高速轴轴装配方案2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右侧需制出一轴肩。故，I30ILM。大带轮与轴配合的毂孔长度为50MM，故取段的长度为。35IDM5IL初选滚动轴承。为使所选与轴承的毂孔直径相适应，故同时选取轴承型号。因轴承同时受有径向ID力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承30207。其尺寸为。则357218DDT而。35IVIDM1825IVLM取按装低速齿的安装轴段，右端轴承采用套筒定位，为了使套筒端面可靠地压紧齿30ID轮，轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度I72VIL，故取。取轴环处的直径，。轴环宽度，07HD5HM45IDM40IVDM14BH取。12VIL轴承端盖的总宽度为（有减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于轴0承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮的轮毂右端面的距离，则，30L。5ILM取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体16AM内壁一段距离S，取（参看图83）。则已知滚动轴承宽，则8M1825TM，75245VILTSA36IVIIVILL3轴上零件的周向定位带轮、齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表61查得平键截面。VID128BH键槽用键槽铣刀加工，长为。同时为了保证齿轮与轴配合的良好对中性，故选择齿轮轮毂与轴56M配合为同样，带轮与轴的连接选用平键为。轮毂与轴的配合均为。滚动76HN8736BHL76HN轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径公差为。M4确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为1。0145825求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图（图84）。对于30207型圆锥滚子轴承，由机械设计手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为。153AM1239018456342LM80NM123021684212087FH2FV2FH1V图84轴的载荷分析图据图计算各平面的支反力及弯矩求轴上的载荷，将计算出的F,M值列于表82表82各平面的支反力及弯矩抗弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（155）及表82的数值，并取，轴的计算应力1MPAWTMCA592340812332）（又已选定轴的材料为钢，调质处理，由表151查得，故45601CA1安全。826精确校核轴的疲劳强度。1判断危险截面据受力弯矩图及结构图分析知，只需校核截面左右两侧即可VI2截面左侧VI抗弯截面系数33354287510MDW抗扭截面系数2T截面左侧的弯矩M为VI载荷水平面H垂直面V支反力F164NH28791537NVF264弯矩MMH011MNMV28957F总弯矩MVH21103扭矩TMNT81MNNM89514324563710235截面上的扭矩TVI801截面上的弯曲应力MPAWB0125428793截面上的扭转切应力AT27108572由教材表151查得，截面上由于轴肩而形成的理MPAPMPB155641，论应力集中系数按附表32查取。因，经插值后可查得0293RD403DD371062，又由附表31可得轴的材料敏感系数为，750Q8TQ故有效应力集中系数为8016275011QK38由附图32的尺寸系数由附图33的扭转尺寸系数70870轴按磨削加工,由附图34的表面质量系数为920轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q402190781KK583查手册得碳钢的特性系数，取20110，取55则计算安全系数值，得CAS59012471MKS21875811故可知其安全5498292SSCA3截面右侧VI抗弯截面系数33364010MDW抗扭截面系数1282T截面右侧的弯矩MVIN895143截面上的扭矩TM0截面上的弯曲应力MPAWB48695132截面上的扭转切应力T02过盈配合处的，由附表38用插值法求出。，并取，于是得K80K，312513280K轴按磨削加工,由附图34的表面质量系数为920轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q4290321KK185所以截面左侧的安全系数为25140482751MKS63286915197325422SSCA故可知其安全至此，高速轴的结构设计及强度校核完毕。83、低速轴831低速轴的功率、转速、转矩。PNT据表上述表51知，KW7491MIN/26381RMNT3110472832作用在齿轮上的力据第七章设计计算知NDTFT334310862781042TR6AN4833初步确定轴的最小直径据机械设计式（152）初步估算最小直径，选取轴的材料为40CR，调质处理。根据机械设计表153取10AMNPD3862749330MIN高速轴的最小直径显然是联轴器处的直径（图85）。为了使所选直径与联轴器的孔径相适IDID应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩，查表141，考虑到转矩变化很小，故取，则3CAATK13AKMNACA66310421按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手选用LX6弹性柱销联轴器。其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取MN60D651D65834轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。采用如图85所示装配方案。图85低速轴轴装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段左侧需制出一轴肩。故，右端采用轴端IMD70挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，即。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，MD75142L为了保证轴端挡圈质压在半联轴器端面上而不压在轴端面上故取段的长度应比略短一些，现I取。139ILM初选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据，由轴承产品中选取30215。其尺寸为。则D70257130TDD而。MV5MLV257右端轴承采用轴肩进行定位，据设计手册知30214型轴承的定位轴肩高度，因此取MH54。DV84取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿IVMDV80轮轮毂宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段应短于轮毂宽度，故取108MVI。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。则轴环处的直径LV377HDMH8。轴环宽度，取。D9614BH12VIL轴承端盖的总宽度为（有减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于轴20M承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮的轮毂右端面的距离，则，30LM。5IL取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体16A内壁一段距离S，取（参看图85）。则已知滚动轴承宽，8MMT257，TLV253740LLLVVV132543总5轴上零件的周向定位半联轴器、齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表61查得平键截面VID。键槽用键槽铣刀加工，长为。同时为了保证齿轮与轴配合的良好对中性，故142HBM125选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴的连接选用平键为76HN。半联轴器与轴的配合均为。滚动轴承与轴的周向定位是由过ML125876HK渡配合来保证的。此处选轴的直径公差为。66确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为2。0245835求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图（图86）。对于30215型圆锥滚子轴承，由机械设计手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为MA427。ML1542168503931图86轴的载荷分析图据图计算各平面的支反力及弯矩求轴上的载荷，将计算出的F,M值列于表83表83各平面的支反力及弯矩抗弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（155）及表82的数值，并取，轴的计算应力60MPAWTMCA25380114262783623232）（又已选定轴的材料为40CR钢，调质处理，由表151查得，701CA1故安全。836精确校核轴的疲劳强度。1判断危险截面据受力弯矩图及结构图分析知，只需校核截面左右两侧即可2截面右侧抗弯截面系数33368479610MDW抗扭截面系数292T截面左侧的弯矩M为VIMNMN65739852037987截面上的扭矩TI104载荷水平面H垂直面V支反力FNNH37204351NFNV980341弯矩MMH1243MMV05263总弯矩NMVH98723扭矩TMT63109截面上的弯曲应力MPAWMB53684759截面上的扭转切应力AT73121769403由教材表151查得，截面上由于轴肩而形成的理MPAPMPAB205511，论应力集中系数按附表32查取。因,经插值后可查得082DR896DD742512，又由附表31可得轴的材料敏感系数为，830Q6TQ故有效应力集中系数为0432183011QK6874256由附图32的尺寸系数由附图33的扭转尺寸系数0790轴按磨削加工,由附图34的表面质量系数为910轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q83906521KK176274查手册得碳钢的特性系数，取20110，取55则计算安全系数值，得CAS170356181MKS26321故可知其安全51617222SSCA3截面左侧VI抗弯截面系数33351208010MDW抗扭截面系数42T截面右侧的弯矩MVIN57340截面上的扭矩TM23截面上的弯曲应力MPAWB2815074截面上的扭转切应力T7336过盈配合处的，由附表38用插值法求出。，并取，于是得K80K，9351153980K轴按磨削加工,由附图34的表面质量系数为910轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q03549351KK210所以截面左侧的安全系数为87012803541MKS5371K128415822SSCA故可知其安全至此，低速轴的结构设计及强度校核完毕。第九章、滚动轴承的选择及校核91高速轴上轴承的设计和校核911确定轴承的类型和参数。采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30208标准精度等级，单列圆锥滚子轴承。MMTDD251874912轴承正装，轴的受力情况分析。求得径向力NFFNVHR29531423291211NFFNVHR45193451022222913求得派生轴向力（查课本表135得Y16）YRDA91026295311NFRDA1422由表136，取载荷系数，5PF370E又因为EFRA125295311ERA042则NFFPRP942532539511FRP67422因，取。12P10,3TFNLNFCH63089542103586567010312所以所选轴承可用,至此，高速轴上的轴承校核完毕。92低速轴上轴承的设计和校核921确定轴承的类型和参数。采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30215标准精度等级，单列圆锥滚子轴承。MMTDD25713075912轴承正装，轴的受力情况分析。求得径向力NFFNVHR92368803724221211R4152222913求得派生轴向力（查课本表135得Y14）NYFRDA043641296811RDA9522由表136，取载荷系数，51PF40E又因为FRA379236841ERA50452则NFFPRP38149368211FRP07522因，取21P10,3TFNLNFCH13802451083268456310301所以所选轴承可用,至此，低速轴上的轴承校核完毕。第十章、键的选择及校核102高速轴与带轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键,键材料用钢，查表得许用应力8736BHL45,键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度MPAP10ML28按公式得挤压应力MHK5327102高速轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，查表得许用应力12856BHL，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度10PMPA2MBL412按公式得挤压应力MHK537PPMPAKLDT89157240123所以键的强度足够。105低速轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力201BHL，键的工作长度按公式MPAP120,621,802MKBL得挤压应力PPAKLDT267580693所以键的强度足够。106低速轴与联轴器用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力180BHLPPMPAKLDT97125801所以键的强度足够。，键的工作长度按公式MPAP120,521,9180MKBLL得挤压应力PPKLDT578609253所以键的强度足够。第十一章、箱体的结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用配合67ISH111机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度112考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12M/S，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40MM，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精加工，其表面粗糙度为36113机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R3。机体外型简单，拔模方便114对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔处应设计凸台，以便于机械加工出支承盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B放油孔和螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器，不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应设置凸台，并加封油圈加以密封。C油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出D通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡E盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹F定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个圆锥定位销，以提高定位精度