机械设计课程设计--设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计姓 名： 班 级： 学 号：指导教师：成 绩： 日期：2013 年 1 月 目录设计任务书- 1 -第一章 传动方案的分析及拟定- 2 -第二章 电动机的选择及计算- 3 -2.1 电动机的选择-3 -2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比- 5 -2.2.1 总传动比- 5 -2.2.2分配传动装置传动比- 5 -2.3 计算传动装置的运动和动力参数- 6 -2.3.1 各轴转速- 6 -2.3.2 各轴输入功率-6 -2.3.3 各轴输入转矩- 6-第三章 传动零件的设计计算- 6 -3.1 设计带和带轮- 6- 3.1.2根据两个V带的实际传动比校正数据 3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计- 9 -3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算- 9 -3.2.2 低速级齿轮传动的设计计算- 12 -第四章 轴的设计及计算- 15 -4.1 V带齿轮各设计参数附表- 12 -4.2 主动轴- 15 -4.3 中间轴- 19 -4.4 从动轴- 23 -第五章 滚动轴承的选择及计算- 27 -5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算- 27 -5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算- 28 -5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算- 29 -第六章 连接件的选择及计算- 30 -6.1 键的设计和计算- 31 -6.2 联轴器设计- 32 - 6.3 轴承盖的设计 。 35第七章 箱体的设计- 36 -7.1 箱体结构设计- 36 -第八章 润滑、密封装置的选择及设计- 38 -8.1 润滑密封设计-39-设计小结-41-参考文献- 42 - 设计任务书设计题目： 设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件。 已知条件：（1）工作情况：双班制工作，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差为；（2）使用寿命：10年（其中带、轴承寿命为3年以上）；（3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（4）卷筒效率：0.96（包括卷筒与轴承的效率损失）；（5）原始数据：运输带所需扭矩 运输带速度 卷筒直径设计任务 1）减速器装配图1张； 2）零件图2张（高速级齿轮，高速级轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写原始数据：题号5 卷筒直径D 380mm 输运送带速度V 0.80m/s运输带所需扭矩T 460Nm第一章 传动方案的的分析及拟定1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2 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。1.3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。其传动方案如下：图1-1:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率为V带的效率,为第一对轴承的效率，为两对轴承的效率，第二章 电动机的选择及计算2.1 电动机的选择 运输带输入转速为nw=x0.8=40.288传送带所需功率=1.938式中，系数表示从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为弹性联轴器效率,滚动轴承效率，闭式斜齿轮（8级精度）传动效率，v带传动效率,联轴器效率，。据机械设计手册知：=0.99，=0.97，=0.95，=0.99则有： =0.85 所以电动机所需的工作功率为： P=KW 根据动力源和工作条件，电动机类型选用Y系列三相异步电动机。电动机转速选择1500/min,根据电动机所需功率和转速，查表8-53确定电动机型号为Y100L2-4，其参数如下表所示：总传动比=型号额定功率 /kw同步转速r/min满载转速速n r/min总传动比外神轴径/mm外伸长度/mm中心高/mmY100L2-431500142035.29928601002.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比2.2.1 总传动比总传动比=2.2.2分配传动装置传动比设定带传动的传动比 则减速器总传动比 = 则双级斜齿轮圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 = 低速级减速器传动比=/=2.6822.3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1 各轴转速1420/3.1458.065r/min458.065/4.239119.133r/min/119.133/2.682=40.288 r/min=40.288r/min 2.3.2各轴输入功率2.2280.952.166kW2.1660.970.992.080kW2.0800.970.991.997kW=1.9970.990.991.957kW（3）各轴转矩计算 9550/=95502.166/458.065=45.158Nm9550/=95502.080/119.133=166.738 Nm9550/=95501.997/40.288=473.375Nm=9550/=95501.957/40.288=463.897Nm将上述结果列入表格，以供查用：轴 号转速（r/min）功率（KW）转矩（NM）轴458.0652.16645.158轴119.1332.080166.738轴40.2881.997473.375轴40.2881.957463.897第三章 传动零件的设计计算3.1 设计带和带轮3.1.1 确定计算功率P据表8-7查得工作情况系数=1.2。故有： =33.1.2 选择V带带型 据和n由图8-11选用A带。3.1.3确定的基准直径并验算带速v（1）初取带轮基准直径，查表8-6和表8-8取小带轮基准直径，（2）验算带速v，按式（8-13）得因为5v30m/s,故带速合适。（3）计算大带轮基准直径 ,根据表8-8，取圆整为280mm3.1.4 确定中心距a和带的基准长度（1）初步选取中心距：根据式： 初定中心距 （2）计算带所需的基准长度：= =查表8-2选取基准长度（3）计算实际中心距:中心距的变化范围:389a462mm3.1.5 验算小带轮包角,包角合适。3.1.6 确定v带根数z，（1）计算单根v带的额定功率由公式得 根据，查表8-4a，用线性插值法得:有，和A型带，查表8-4b查得功率增量为查表8-2得带长度修正系数.查表8-5,并由内插值法得由公式得P=(P+P)KK=(1.053+0.168)x0.927x0.96=1.086KW（2）计算v带根数z:Z=故选Z=4根3.1.7 计算单根v带出拉力的最小值查表8-3可得A型带的单位长度质量,故 = 3.1.8 计算作用在轴上的压轴力: 3.1.9 带轮的结构设计: （1）小带轮设计 由Y100L2-4电动机可知其轴伸直径为d=28mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=32mm。毂长L=50mm有表14-18可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计大带轮具体尺寸：=280mm 毂长L=60mm因此2带轮应该采用腹板式查表得，则，。带轮结构式da轮缘宽BLd1小带轮腹板式95.590454530 大带轮腹板式285.52806560363.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度； 3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为250HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为50HBS；4） 初选为155）选小齿轮齿数为=21，大齿轮齿数Z可由Z=得 Z=892、按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 1）试选=1.6。 2）选取齿宽系数=0.8。 3) 由图10-30得区域系数4）由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MP5）由查图10-26得 6）由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90； =0.94。 7）计算接触疲劳许用应力。按齿面硬度查图10-20。得小齿轮的接触疲劳强度极限=6MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=MP。取失效概率为1，安全系数S=1，有 =MP =MP =（+）/2=435.1MPa (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径，代入 . 1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得： =54.188mm 2)计算圆周速度。 v=1.30m/s 3）计算齿宽b b=0.854.188=43.35mm 4）计算模数与齿高 模数 齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6) 计算纵向重合度 = 0.318 7）计算载荷系数K。 已知使用系数=1，据v=1.30m/s，8级精度。由图10-8得=1.10，=1.323。由图10-13查得=1.290，由图10-3查得=1.2 故载荷系数： = =1.0x1.10x1.2x1.323=1.746 8) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 9）计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 = =1.0x1.10x1.2x1.290=1.2032)根据纵向重合度=1.43，从图10-28查的螺旋角影响系数3)计算当量齿数。4）查取齿形系数 由表10-5查得 5）查取应力校正系数 由表10-5查得 6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=385MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=445MPa 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.8808）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =233.715MPa =279.714MPa 7）计算大、小齿轮的，并加以比较,用插值法算得 0.0180 =0.0140经比较小齿轮的数值大。 （2）设计计算 = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2mm，已可满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是有： 取=27，则Z0 取4.几何尺寸计算（1）计算中心距 圆整取a=145(2) 按圆整中心距修正螺旋角 =arcos因值改变不多，故参数，等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度取5、结构设计（1）小齿轮结构查表得齿顶导系数， 顶隙系数 查表得齿顶导系数， 顶隙系数 分度圆直径 齿顶高 齿跟高 （+）m=（1+0.25）x2=3mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 （2）大齿轮结构查表得齿顶导系数， 顶隙系数查表得齿顶导系数， 顶隙系数 分度圆直径 齿顶高 齿跟高 （+）m=（1+0.25）x2=3mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 3.2.2 低速级齿轮传动的设计计算1、齿轮设计选定齿轮类型，精度等级，材料及模数与高速级齿轮相同 选小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数可由=得 =64.372.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 1）试选=1.6。 2）选取齿宽系数=0.8。 3) 由图10-30得区域系数4）由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MP5）由高速级齿轮得 6）由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90； =0.94。 7）计算接触疲劳许用应力。 有高速级得 =435.1MPa (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径，代入 . 1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得： =86.56mm 2)计算圆周速度。 v=0.54m/s 3）计算齿宽b b=0.886.56=69.24mm 4）计算模数与齿高 模数 齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6) 计算纵向重合度 = 0.318 7）计算载荷系数K。 已知使用系数=1，据v=0.54m/s，8级精度。由图10-8得=1.05，=1.33。由图10-13查得=1.280，由图10-3查得=1.2 故载荷系数： = =1.05x1x1.2x1.33=1.676 8) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 9）计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 = =1.05x1x1.2x1.280=1.6132)根据纵向重合度=1.63，从图10-28查的螺旋角影响系数3)计算当量齿数。4）查取齿形系数 由表10-5查得 5）查取应力校正系数 由表10-5查得 6）由由高速级齿轮则得小齿轮的弯曲疲劳强度极=385MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=445MPa 7）由高速级齿轮则得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.8808）计算弯曲疲劳许用应力 由高速级齿轮则有： 3=233.715MPa 4=279.714MPa 9）计算大、小齿轮的，并加以比较,用插值法算得 0.017 =0.014经比较小齿轮的数值大。 （2）设计计算 = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是有： 取=34，则Z0 取4.几何尺寸计算（1）计算中心距圆整取a=160mm按圆整中心距修正螺旋角 =arcos计算大小齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度取5、结构设计（1）小齿轮结构查表得齿顶导系数， 顶隙系数查表得齿顶导系数， 顶隙系数 分度圆直径 齿顶高 齿跟高 （+）m=（1+0.25x2.5=3.75mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 （2）大齿轮结构查表得齿顶导系数， 顶隙系数查表得齿顶导系数， 顶隙系数 分度圆直径 齿顶高 齿跟高 （+）m=（1+0.25x2.5=3.75mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 5. 大小齿轮各参数见下表5 齿轮齿数模数分度圆齿宽形式127255.565021142234.57453342.587.7475144912.5238.8470 14第四章 轴的设计及计算4.1 V带齿轮各设计 （1）V带齿轮各设计参数附表1）.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮3.14.2392.6822）. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)458.07119.1340.2940.293）. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)2.166 2.0861.9771.9574）. 各轴输入转矩 T(Nm)(Nm)(Nm) (Nm)45.16166.74473.38463.905）. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90280410140044.2 主动轴设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.17KW =458.07r/min=45.16Nm. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为而 圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3，。 因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，查手册得大带轮宽度。. 轴的结构设计主动轴设计结构图: 此轴采用齿轮轴结构 (主动轴)1） 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；因轴同时受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，根据，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305型轴承，则其尺寸为dxDxT=25mmx72mmx18.25mm，所以，左端轴承定位轴肩高度去，则；此轴采用齿轮轴结构，5段为齿轮轴段。2） 轴上零件的轴向尺寸及其位置 带轮段,轴承端盖总长为20mm，带轮和端盖距离为30mm，所以轴承宽度，右端轴承得人左面用套筒定位。空轴段=110.5mm齿轮宽度,齿轮与箱体内侧的距离。至此，已初步确定轴的各段长度和直径3）确定轴上圆角和尺寸参考表格15-2，取轴端倒角为2x45，各轴肩的圆角半径为R1.64). 求轴上的载荷分布简图 首先根据周的结构图，做出计算简图，在确定轴承支点位置时，从手册中查取a=13mm，因此可作出轴的弯矩图和扭矩图如下： 从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力产生的弯矩M=x/2=395x55.56/2=10918Nmm由轴受力平衡得 对右支点取矩联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm 6) 计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得， 由轴受力平衡得 对右支点取矩得联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm7) 计算合成弯矩8）将齿轮危险截面处的各值列于下表载荷水平面v垂直面H支反力F,弯矩M Nmm Nmm总弯矩扭矩TT=45158 Nmm9) 按弯扭合成力校核州的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据以上数据以及轴单向旋转，扭动切应力为脉动变应力，取，轴的计算应力 前选定轴的材料为45钢，调制处理。有表15-1查得，因此，故安全。4.3中间轴的设计.求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.080KW =119.133r/min=166.738Nm.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为, . 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3，。 因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。. 轴的结构设计中间轴设计结构图:(中间轴)1）各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选30308型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的左端面用套筒定位，右端面轴肩高度取，则，右边齿轮左端面用轴键定位，轴肩高h=4mm，右端面用套筒定位，所以。右边齿轮配合的轴段直径， 2） 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度B=20.75mm为，齿轮宽度,箱体内侧与齿轮端面间隙15mm，考虑到箱体内侧误差为8mm，为了齿轮可靠定位，齿轮处的轴段处轴段长比齿轮轮毂短4mm，所以L=L=15+5+4=27两齿轮之间的距离取15mm。与之对应的轴各段长度分别为L=L=20.75mm，L=L=27mm，L=75-4=71mm，L=15mm，L=45-4=41mm。 至此，已基本确定此轴的基本直径与基本长度。. 求轴上的载荷 1） 画出轴的受力简图，如图所示。从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力产生的弯M=x/2=342.2x234.57/2=40140NmmM=x/2=1727.7x87.74/2=62633Nmm由轴受力平衡得 对右支点取矩得联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm Nmm 6) 计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得， 由轴受力平衡得 对右支点取矩得联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm Nmm7) 计算合成弯矩8）将齿轮危险截面处的各值列于下表载荷水平面v垂直面H支反力F,弯矩M Nmm Nmm Nmm Nmm总弯矩扭矩TT=166738 Nmm9) 按弯扭合成力校核州的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据以上数据以及轴单向旋转，扭动切应力为脉动变应力，取，又，轴的计算应力 前选定轴的材料为45钢，调制处理。有表15-1查得，因此，故安全。4.4从动轴的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=1.997KW =40.288r/min=473.375Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 齿轮受力方向如载荷分析图所示。. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3，。 因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，故可取，选用联轴器，输出最小直径显然是联轴器处直径，为了使所选直径与联轴器的孔径相适合，故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩很小，选取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩为1250000Nmm，半联轴器的孔径d=38，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合与轴配合的毂孔长度为L=60mm。. 轴的结构设计传动轴总体设计结构图: (从动轴)1） 各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选30309型轴承，则d=，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。2） 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,为了使齿轮左端面与套筒可靠定位，齿轮段轴长比齿轮宽烧4mm，L=70-4=66mm，联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度20mm.联轴器与箱体距离30mm，所以 L=20+30=50mm，齿轮左端面与箱体内壁距离为L=15+8+(75-70)/2+4=29.5mm，齿轮右端面的轴肩宽L1.4h，所以取L=8mm。与之对应的轴各段长度分别为，L=60mm至此，已初步确定轴各段的直径和长度。. 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图:从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力产生的弯矩M=x/2=1503x238.84/2=176552Nmm由轴受力平衡得 对右支点取矩联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm 6) 计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得， 由轴受力平衡得 对右支点取矩得联立方程解得 危险截面弯矩 Nmm7) 计算合成弯矩8）将齿轮危险截面处的各值列于下表载荷水平面v垂直面H支反力F,弯矩M Nmm Nmm总弯矩扭矩TT=473375Nmm9) 按弯扭合成力校核州的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据以上数据以及轴单向旋转，扭动切应力为脉动变应力，取，轴的计算应力 前选定轴的材料为45钢，调制处理。有表15-1查得，因此，故安全。第五章 滚动轴承的选择及计算5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算由以上轴的受力分析得轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力，有之前计算得 计算派生轴向力 由受力分析的左端轴承被压紧N计算当量动载荷由手册查得,而查手册可得.由表13-6取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附手册得30305轴承的。又有球轴承，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力已知 +342.2-1427.7=-1085N 计算派生轴向力 由受力分析的左端轴承被压紧N计算当量动载荷由手册查得30307型轴承e=0.31查手册可得.由表13-6取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附手册得30307轴承的。又有球轴承，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力 计算两轴承所承受的径向力已知 计算派生轴向力 由受力分析的右被紧N计算当量动载荷由手册查得30309型,而查手册可得.由表13-6取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附手册得30307轴承的。又有球轴承，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。第六章 连接件的选择及计算6.1 键的设计和计算.主动轴段键装带轮处，选用普通平键，根据轴直径，查表6-1得键宽bx键高=6x6计算键长，查表6-2得键的许应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查表6-1查得，取。装齿轮处为齿轮轴，不需用键，所以不用校核。键标记为：键 6625 GB/T 10962003.中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当相同： 选普通平键，根据轴直径，查表6-1得得键截面尺寸查得键的许用应力，由式得： 则键长，考虑安全因素，查表6-1查得，取。键标记为：键 12836 GB/T 10962003.从动轴段键装联轴器处，选用普通平键，根据轴直径，查表6-1查得键截面尺寸计算键长，查得键的许用应力，由式得：考虑安全因素，运用平键，查表6-1得，取。装齿轮处，选普通平键，根据轴直径，查表6-1查得键截面尺寸计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查2 P175表6-1查得，取。键标记为：键 12870 GB/T 10962003键标记为：键 161050 GB/T 109620036.2 联轴器设计.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.载荷计算.公称转矩：=473.375Nm选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查附表选取Lx3型弹性套柱联轴器其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。6.3轴承盖的设计6.3.1低速轴：3009轴承D=110，d3=M8，e=d3，D0=D+2.5d3=130mm，D2=D+（5-5.5）d3=140mm，d0=d3+1=9mmD4=D-10=100mm6.3.2中间轴：30307轴承，D=80，d3=M8，取e=d3=8mm，D0=D+2.5d3=100mmD4=D-10=70mm，D2=D+（5-5.5）=120d3=M8d0=1+d3=9mm，6.3.3高速轴30305轴承，D=62，d3=M8，取e=d3=8mm，D0=D+2.5d3=80mmD4=D-10=52mm，D2=D+（5-5.5）=102d3=M8，d0=1+d3=9mm十一、润滑及密封类型选择润滑与密封齿轮的润滑1：齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。2根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度约为0.7个齿高但不少于10mm，该大齿轮齿高=2.510mm，所以II级大齿轮浸油高度取=11mm。III级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3.12556.7mm），由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm。所以大齿轮的浸油深度选为=50mm。大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为3050mm，所以选取的油池深度1. 滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为0.99小于2m/s，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。2. 润滑油的选择：1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。4 齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL1，普遍应用在各种机械部位。3. 密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。第七章 箱体的设计7.1 箱体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，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M8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.5、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8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25