机械设计课程设计-二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计 二级圆柱斜齿轮减速器 设计说明书 起止日期： 2009年12 月 15日 至 2010 年1月 6日学生姓名班级机设071学号成绩指导教师机械工程学院（部） 2009年 12月20 日课程设计任务书 20092010学年第 一学期 机械工程 学院（系、部）机械设计制造及其自动化 专业 机设071 级课程名称： 机械设计 设计题目： 二级圆柱斜齿轮减速器 完成期限：自 2009 年 12 月 21日至 2010年 01 月 03 日共 2 周内容及任务一、 设计的主要技术参数带的圆周力（f/n） 带速v（m/s）滚筒直径（mm）22002300二、设计任务工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，速度允许误差为链速度的5%。三、设计工作量1. 设计计算说明书一份，内容包括：设计方案分析，选择电动机，传动比，运动和动力参数设计，圆柱齿轮设计，低速轴设计，中间轴设计，轴承的选择和设计，键的设计，箱体的结构设计，绘制零件图和装配图。2. 零件图图纸共3张。3. 装配图图纸共1张。进度安排起止日期工作内容2009.12.52009.12.22设计方案分析，选择电动机，传动比，运动和动力参数设计 2009.12.232009.12.25圆柱齿轮设计，低速轴设计，中间轴设计 2009.12.262009.12.30轴承的选择和设计，键的设计，箱体的结构设计 2009.12.312008.01.06绘制零件图和装配图主要参考资料1、机械设计基础（第八版）濮良贵，纪名刚主编， 高等教育出版社2、机械设计课程设计 金清肃主编，华中科技大学出版社3、机械设计手册及课程设计 许高燕主编 中国地质大学出版社4、机械零件设计手册（第二版）， 冶金工业出版社指导教师（签字）： 2010年 1 月 目录1.选择电动机32.确定传动装置的总传动比和分配传动比53.齿轮的设计73.1 高速级减速齿轮的设计73.2 低速级减速齿轮的设计124.轴的设计184.1 高速级轴的设计194.2 中间轴的设计234.3 低速级轴的设计284.4 精确校核轴的疲劳强度335、轴承的校核365.1 输出轴的轴承计算375.2 中间轴的轴承计算375.3 高速轴的轴承计算386、键联接的选择及校核计算396.1 输出轴的键计算396.2 中间轴的键校核406.3 输入轴的键校核407.箱体结构的设计408. 润滑密封设计439箱体及其附件的结构设计4410.设计总结45一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号21带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2工作情况：已知条件1) 工作条件：三班制，使用10年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产，；2) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220v；3) 运输带速度容许误差：5%；4) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3原始数据题号参数2运输带工作拉力f/kn2200运输带工作速度v/(m/s)2卷筒直径d/mm300注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在f中考虑。1.选择电动机1）选择电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380v。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率根据带式运输机的类型，可取工作机效率=0.96(2)电动机输出功率传动装置的总效率 查机械设计手册机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率，取联轴器效率=0.98，。滚动轴承传动效率（一对）=0.99，闭式齿轮传动效率=097带入得 所需电动机效率（3)电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率。=5.5kw3）电动机的转速 卷筒轴工作速度为=127.4 由机械设计手册可知，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500。由设计书表191，查得电动机数据及计算出的总传动比列于下表（51）表（51）方案电动机型号额定功率电动机转速n（）电动机重量参考价格/元总传动比同步转速满载转速15.515001440472156011.3表5中，可选定电动机型号为。2.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/127.411.30因为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配，即：而此时i=11.3，代入得=3.834.12.取=4则=11.3/4=2.83接下来计算各轴：（1）各轴转速 电动机轴（d）=1440 r/min1440/11440r/min1440/4360r/min/360/2.83=127.2r/min工作机轴=127.2r/min（2）各轴输入功率电动机输出功率p=5.12kw5.120.985.02kw25.020.990.974.82kw24.820.990.974.63kw2=4.630.990.984.54kw（3） 各轴输入转矩 = nm电动机轴的输出转矩=9550 =95505.12/1440=33.96n所以: =33.9610.98=33.28 nm2=33.2840.990.97=127.84nm=127.842.830.990.97=347.42nm=2=347.420.98=337.07 nm即工作机转矩：712.8 nm运动和动力参数结果如下表轴号功率（p/kw）转速（）转矩（nm）传动比i效率电动机（d）5.12144033.9610.97轴5.02144033.2840.96轴4.82360127.842.830.96轴4.63172.2347.4210.98工作机轴4.54172.2337.073.齿轮的设计3.1 高速级减速齿轮的设计1）材料、热处理、精度：材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取270hbs大齿轮齿面硬度取230hbs，两者相差40hbs。精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数z122 大齿轮齿数z2z1i1204=88 取z288螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.p218 式1021）确定各参数的值:1)初选动载系数：试选=1.62)区域系数z：查4.p217图10-30 选取区域系数 z=2.435 3)端面重和度：由4.p215图10-26得：1=0.77 2=0.86 则=1+2=0.75+0.93=1.63 4)许用接触应力 由图4.p209图1021d及图1021c按齿面硬度查得：（按4.p191表101：小齿轮齿面硬度取270hbs大齿轮齿面硬度取230hbs）小齿轮接触疲劳强度极限：hlim1610mpa(取mq值)大齿轮接触疲劳强度极限：hlim2550mpa(取me和ml的中间偏上值)由4.p206公式10-13计算应力值环数n=60nj =6014401（3830010）=6.22010n=n1/i1=6.22010/4=1.55510 (i1=)查课本4.p207图10-19得：k=0.89 k=0.94（取网格内的中间值）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用4.p205公式10-12得:=0.89610 mpa =549mpa =0.94550 mpa =517mpa 则许用接触应力： =(+)/2=(549+519)/2=533mpa 5)弹性影响系数：查课本由4.p201表10-6得： =189.8mp 6)齿宽系数： 由4.p205表10-7得: =17)传递的转矩t1t1=33.28 nm33280 nmm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d39.43mm从而得： 计算圆周速度 2.97m/s 计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=39.43mm 计算模数m 初选螺旋角=14=1.74mm 计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.74=3.915 = =9.16 计算纵向重合度=0.318=1.744 计算载荷系数k查4.p193表102使用系数=1(工作时有轻微振动)根据,7级精度, 查4.p194图10-8得动载系数k=1.11查4.p196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数k= 1.309查4.p198图10-13得: k=1.26查4.p195表10-3 得: k=1.2故载荷系数:kk k k k =11.111.21.309=1.74按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=39.43=40.55计算模数= (3) 齿根弯曲疲劳强度设计由4.p201公式105弯曲强度的设计公式确定各参数的值:1) 确定载荷系数k： kk k k k=11.111.21.26=1.682) 螺旋角影响系数y 根据纵向重合度，从4.p217图10-28查得： 螺旋角影响系数y=0.883) 计算当量齿数zz/cos22/ cos1424.08 zz/cos88/ cos1496.33 4) 查取齿形系数y和应力校正系数y:由4.p200表10-5用插值法得：齿形系数:y2.65 y2.19应力校正系数:y1.58 y1.7865) 计算并比较大小齿轮的 由4.p208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取mq线值）由4.p207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取me和ml中间偏上值）由4.p206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数k=0.84 k=0.88(取网格中间值)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 s=1.4= 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：1.2436mm 对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取mn=2可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数19.67取2020480(4) 几何尺寸计算计算中心距 a= =103.66将中心距圆整为103按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=41.20d=164.80计算齿轮宽度b=圆整得： 小齿轮3维图：大齿轮3维图3.2 低速级减速齿轮的设计一、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1）材料、热处理、精度：材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取280hbs大齿轮齿面硬度取240hbs，两者相差40hbs。精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数z124 大齿轮齿数z2z1i1202.83=67.9 取z268螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.p218 式1021）确定各参数的值:1)初选动载系数：试选=1.62)区域系数z：查4.p217图10-30 选取区域系数 z=2.435 3)端面重和度：由4.p215图10-26得：1=0.78 2=0.86 则=1+2=0.75+0.93=1.64 4)许用接触应力 由图4.p209图1021d及图1021c按齿面硬度查得：（按4.p191表101：小齿轮齿面硬度取280hbs大齿轮齿面硬度取240hbs）小齿轮接触疲劳强度极限：hlim1600mpa(取mq值)大齿轮接触疲劳强度极限：hlim2550mpa(取me和ml的中间偏上值)由4.p206公式10-13计算应力值环数n=6.22010/4 =1.55510n=n1/i2=1.55510/2.83=5.4910 (i2=)查课本4.p207图10-19得：k=0.94 k=1.03（取网格内的中间值）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用4.p205公式10-12得:=0.94600 mpa =564mpa =1.03550 mpa =566.5mpa 则许用接触应力： =(+)/2=(564+566.5)/2=565.25mpa 5)弹性影响系数：查课本由4.p201表10-6得： =189.8mp 6)齿宽系数： 由4.p205表10-7得: =17)传递的转矩t1t1=12.78 nm12780 nmm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d60.84mm从而得： 计算圆周速度 1.15m/s 计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=60.84mm 计算模数m 初选螺旋角=14=2.46mm 计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.46=5.54 = =10.98 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数k查4.p193表102使用系数=1(工作时有轻微振动)根据,7级精度, 查4.p194图10-8得动载系数k=1.05查4.p196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数k= 1.314查4.p198图10-13得: k=1.35查4.p195表10-3 得: k=1.2故载荷系数:kk k k k =11.051.21.314=1.66按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=60.84=61.54计算模数= (3) 齿根弯曲疲劳强度设计由4.p201公式105弯曲强度的设计公式确定各参数的值:2) 确定载荷系数k： kk k k k=11.051.21.35=1.702) 螺旋角影响系数y 根据纵向重合度，从4.p217图10-28查得： 螺旋角影响系数y=0.883) 计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27zz/cos68/ cos1474.34 4) 查取齿形系数y和应力校正系数y:由4.p200表10-5用插值法得：齿形系数:y2.60 y2.23应力校正系数:y1.595 y1.765) 计算并比较大小齿轮的 由4.p208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取mq线值）由4.p207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取me和ml中间偏上值）由4.p206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数k=0.88 k=0.93(取网格中间值)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 s=1.4= 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：1.81mm 对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取mn=2.5可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数23.8取24242.8368(4) 几何尺寸计算计算中心距 a= =118.56将中心距圆整为119按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=61.86d=175.26计算齿轮宽度b=圆整得： 小齿轮3维图：大齿轮3维图：4.轴的设计级别齿宽高速级20802=50mm,=45mm低速级24682.5=70mm,=65mm4.1 高速级轴的设计（1）由前计算列出轴上各数据功率转矩转速直径压力角5.02kw33280nmm1440r/min41.20mm202. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =41.20 而 f= f= ff= ftan=1615.5=588n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图示:3. 初步确定轴的直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图下所示）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查表，选取lt4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63000nmm,半联轴器的孔径4. 轴结果的设计（1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30306型.其尺寸为，故取=20mm3） 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=2.5mm，因此取=35mm。4） 取安装齿轮处的轴段;因小齿轮直径较小，固直接把齿轮和轴做成一起 。5） 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.6)段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=20,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为45mm，小齿轮齿宽为70mm，取=6mm,则可计算： 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于30306型的圆锥滚子轴承,a=15mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. =34221.6nm 载荷水平面h垂直面v支反力fnh1=589.8n fnh2=1025.7nfnv1=285.18n fnv2=320.4n弯矩mh= 70776 nm=34221.6nm总弯矩 扭矩t3=33 280n6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面c的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60mpa因此ca-1，故安全。第一跟轴的3维图：4.2 中间轴的设计（1）由前计算列出轴上各数据功率转矩转速直径压力角4.82kw127.840nmm360r/min61.86mm202.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =61.86mm而 f= f= ff= ftan=4133.5=1027.5n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图示:3. 初步确定轴的直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取4. 轴结果的设计(1)拟定轴上零件的传动方案。如图所示(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30307型. 其尺寸为，故取=36mm2)取安装齿轮处的轴段;左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.同理取右端轴端42mm， 两齿轮齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3,取.因齿轮之间应相距一定距离，取3)取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=14.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,取滚动轴承宽度t=22,则=（22+8+16+4）mm=50mm考虑右端齿轮与i轴齿轮啮合，取=18mm=（22+8+18+3）mm=51mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位齿轮与轴的地位用平键连接，按其直径为40mm,有表可查得平键截面bh=12mm8mm，处的长度为56mm，处为36mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查表，对于30307型的圆锥滚子轴承,a=16.8mm,取a=17mm。因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 而对于垂直面上，如下图，可列出关系式，： ： 载荷水平面h垂直面v支反力fnh1=3160n fnh2=弯矩总弯矩 扭矩t3=215.3n6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面c的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60mpa因此ca0.07d,则h=5, 。轴肩宽度b1.4h,取5) 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.6)段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=29,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为45mm，小齿轮齿宽为70mm，取=6mm,则可计算： 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。齿轮与轴用平键连接，bh=16mm10mm,长度为56mm。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于30310型的圆锥滚子轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 载荷水平面h垂直面v支反力fnh1=2748n fnh2=1385nfnv1=559.2n fnv2=990.8n弯矩mh= 175872 nm=63411.2nm总弯矩 扭矩t3=374420n6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面c的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60mpa因此cal0300381072000h故轴承符合要求5.2 中间轴的轴承计算2、对于2轴轴承30307，查询机械设计手册得到：基本额定动载荷：cr75.2kn基本额定静载荷：c0r82.5kn由上述轴的计算得，轴2所受轴向力 因此只有支点1处受轴向力。支点1处轴承所受的合力=3662.4n支点2处轴承所受的合力=2725.9n支点1处的轴承容易坏。 得：fa=439.5nfr=3662.4n又fa/fr=439.5/3662.4=0.12 e0.31得径向动载荷系数x=0.4,轴向动载荷系数y=1.9从而据4.p320公式138得：左边的轴承的当量动载荷pxfryfa2300n根据4.p319公式135，得：(因为是圆锥滚子轴承，其中取，转速n360r/min)lh左边轴承5.17410hl0300381072000h故轴承符合要求5.3 高速轴的轴承计算3、对于输入轴轴承30310，查询机械设计手册得到：基本额定动载荷：cr59kn基本额定静载荷：c0r63kn由上述轴的计算得，轴3所受轴向力 fa1ft1tan/cos588n（方向向左）因此右端的轴承不受轴向力。支点1处轴承所受的合力=880.3n支点2处轴承所受的合力=1074.6n支点2处的轴承容易坏。fr=1074.6n又fa/fr=0/1074.6=0l0300381072000h故轴承符合要求6、键联接的选择及校核计算6.1 输出轴的键计算校核联轴器处的键连接 择键联接的类型和尺寸第3根轴处的键校核。一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=40 d=55查表6-1取：半联轴器处键宽 b=12 h=8 =70 齿轮处键宽 b=16 h=10 =56校和键联接的强度查表6-2得 =110mp工作长度 70-12=5856-16=40键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5 *h=4k=0.5* h=5由式（6-1）得： 两者都合适6.2 中间轴的键校核再校核第2根轴上有两个圆头普通平键连接，其尺寸为 键宽 b=10 h=8 =36 b=10 h=8 =56k= k=0.5*8=4工作长度 36-10=2656-10=46 6.3 输入轴的键校核再校核1轴上由一个圆头普通平键，其尺寸为bhl=6mm6mm28mm工作长度 28-6=22k=0.5*6=3 7.箱体结构的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佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 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2. 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，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为r=3。机体外型简单，拔模方便.4. 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，机体上开窥视孔与凸缘一块，有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紧固b 油螺塞：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凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，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 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圆锥定位销，以提高定位精度.g 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度30箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径m12地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径m12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）m10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.218齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚9 8轴承端盖外径+（55.5）108（1轴）116（2轴）146（3轴）轴承旁联结螺栓距离108（1轴）116（2轴）146（3轴）8. 润滑密封设计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，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用sh0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为h+ h=30 =34所以h+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。9箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（t为低速轴转矩，nm）可取。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面