机械设计课程设计-展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器专业：机械 143班设计者：指导教师：全套图纸加扣3012250582 2016 年 10 月 26 日（ 大连民族大学机电工程学院）目录一、 设计任务书及其传动方案的拟定 3二、传动方案的拟订及说明5三.传送带、齿轮设计计算 7四.轴的设计计算 15五.高速轴及其轴承、键的校核 19六.联轴器的选择 21七. 键连接的选择和计算 22八减速器附件选择及箱体的设计 22九.润滑与密封 24十.设计心得与体会 24十一.参考资料 25二、 设计任务书及其传动方案的拟定（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目：设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，如图所示：1电动机 2V型皮带 3减速器4联轴器 5输送带设计基础数据如下：1、已知数据工作情况载荷平稳输送带牵引力F/N4500运输带速度V（m/s）0.54滚筒直径D/(mm)400滚筒长度L/（mm）8002、工作条件两班制工作，工作10年，灰尘较多，稍微波动，批量生产。3、要求完成工作量1.减速器装配图一张(A0)。2.设计说明书一份。3.零件图一张。（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4. 装配草图的绘制6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算。 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计。3、 第三阶段： 草图绘制。4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。二、传动方案的拟订及说明一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，空载启动，单向运动。（二）选择电动机 选择电动机的类型 按工作条件和要求选用 Y系列三项异步电动机，电压为380V。 选择电动机型号1）工作机有效功率为：Pw=FV1000=45000.541000=2.43 KW 2）传动装置总效率电动机到工作传输带间的总效率为：=12432421、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒传动的效率。取1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96则： =0.79183） 所需电动机功率电动机所需的工作功率为：Pd=Pw = 2.430.7918KW=3.0689KW4）确定电动机额定功率所以应选额定功率大于3.0689kW的电机。计算电动机转速可选范围并选择电动机型号二级圆柱齿轮减速器传动比i=840。工作机卷筒轴的转速为： nw=601000vD=6010000.543.14400=25.78r/min电动机转速的可选范围为：nd=inw=(840)25.78*（2-4）=(412.484124.8)r/min选用同步转速为 1000r/min的电动机。由电机产品目录或有关手册选电动机型号为： Y132M1-6电动机的技术数据技术数据型号额定功率转速r/min额定转矩质量/kgY132M1-649602.073（三）计算传动装置总传动比和各级传动比传动装置的总传动比i=ndnw = 96025.78 = 37.2381分配各级传动比因为Ia=i带*i齿 根据表3-2 取v带传动比i01=3I齿=ia/i01=12.4127I1=1.4ie=4.16I2=ie/i1=2.9838传动装置中个轴的输入转矩计算各轴的转速n（r/min）：减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III 轴，N0=960r/minN1=N0/i带=320r/minNII=NI/i12=320/4.16=76.92r/minNIII=NII/i2=76.92/2.9838=25.779r/min各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即P0=Pd=3.0689kwPI=Pd*N1=3.0689*0.99=3.038kwPII=P1*N12=3.038*0.97*0.98=2.888kwPIII=PII*N23=2.888*0.98*0.97=2.745kwP卷筒机=PIII*N12=2.745*0.99*0.98=2.663kw各轴的输入转矩T（N）和输出转矩T(kW)T0=Td=9550Pd/Nm=9550*3.0689/960=30.530TI=9550PI/NI=9550*3.038/320=90.665TII=9550PII/NII =9550*2.888/76.92=358.559TIII=9550PIII/NIII =9550*2.745/25.779=1016.9卷筒机T卷=9550PIv/NIv =9550*2.663/25.779=986.5传动参数的数据表 电机轴轴1轴2 轴3滚筒轴功率p/kw43.0692.8882.7542.663转矩T/N*M30.53090.665358.5521016.9986.5转速n/r/min96032076.79425.78725.787三.传送带、齿轮设计计算(一)带传动计算1. 确定计算功率查表8-8得Ka=1.3Pca=Kap*p=1.3*4=5.2kw2. 选择v带类型根据计算功率Pca和小带轮转速N1从图8-11选取v带的带型;选用A带3. 初选小带轮得基准直径参考表8-7 8-9确定小带轮得基准直径d的应使dd1（dd）min选dd1=100mm验算带速v，有v=*dd1*n060*1000=*100*96060*1000=5.026m/s 合理4. 计算大带轮基准直径Dd2=i带*dd1=3*100=300mm取dd2=315mm新的传动比i带=3.155. 确定v带得中心距a和基准长度Ld1. 根据8-20初定中心距400mm2. 计算带所需基准长度L2a0+/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0=1480.22mm由表8-2选取L=1430mm3. 计算实际中心距aa0+Ld-Ld02=400+34.15=375375amin=a-0.015d=375-0.015*1430=353.55mmamax=a+0.03d=417.9mm4. 验算小带轮上的包角=180-（dd2-dd1）*57.3/a=141大于1205. 计算带的根数z计算单根V带的额定功率由dd1=100mm和n0=960r/min查表8-4 P0=0.95kw据n0=960r/min i=3和a型带查8-5的P0=0.11kw查表8-6得K=0.89 由8-2得 Kl=0.96Pr=（P0+P0）*K*Kl=（0.95+0.11）*0.89*0.96=0.905kw Z=Pca/Pr=5.2/0.905=5.75；取 6根6. 计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m 所以：F0=500（2.5-k）pcakzv+qv2=5002.5-0.89*5.20.89*6*5.02+0.105*5.022=157N7.计算压轴力FpFp=2zf0sin1/2=2*6*157*sin141/2=1781.357N结论：选用A型普通v带6根 基准长度 1430mm 带轮基准直径dd1=100mm；dd2=315mm ；中心距控制在a=353-417mm之间；单根带初拉力F0=157N（二）高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1.选用圆柱斜齿轮2.选择8级精度3.选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为280 HBS大齿轮选择45钢（调质）240HBS4.初选小齿轮齿数z1=17大齿轮齿数在Z1=Z2*iII=17*4.169=70.873 选Z2=715.初选螺旋角=14按弯曲疲劳强度计算d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2 确定公式中的各参数值试选载荷系数Kht=1.3由图10-20查取区域系数Zh=2.43齿宽系数：1 弹性影响系数Ze=189.8mpa1/2由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数z=arctan（tan/tan）=arctan（tan20/cos14）=20.562at1=arcos【Z1cost/（Z1+2hancos）】=arcos【17*cos20.562/（17+2*1*cos14）】=32.82at2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancos）】=arcos【71cos20.562/（71+2*1*cos14）】=24.3=【Z1（tanat1-tan1）+Z2（tana2-tant）】/2=【17*（tan32.82-tan20.562）+71*（tan24.3-tan20.562）】/2=1.722=dz1tan/=1*24*tan14/=1.905 Z=4-31-+=4-1.72231-1.905+1.9051.722=0.647z=cos=0.985计算接触疲劳许用应力h由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Flim1=600mpa Flim2=550mpa应力循环次数N1=60N1jLh=60*320*1*（2*8*300*10）=9.216*108N2=N1/u=9.216*108/（71/17）=2.206*108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1=1.1 Khn2=1.15取失效概率为1% 安全系数s=1 由式10-14得【h】1=Khn1hlim1/s=1.1*600/1=660mpa【h】2=Khn2hlim2/s=1.15*550/1=632.5mpa取俩者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即 【h】1=【h】2=632.5mpa计算小齿轮分度圆直径d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2=32*1.3*90665 (71/17)+11 (71/17)2.43*189.8*0.647*0.985632.52=39.81mm调整小齿轮分度圆直径 1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度V=d1t*n1/60*1000=*39.81*320 /60*1000=0.667m/s（2）齿宽B=d1t=39.81mm2、计算实际载荷系数kh（1）由表10-2查的使用系数Ka=1.25（2）根据v=0.667m/s、7级精度、由图10-8查的动载系数Kv=1.05（3）齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*90665/39.81=4.554*103n,KaFt1/b=1.25*4.554*103/39.81=143n/mm大于100n/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kh=1.4（4）由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑Kh=1.426KH=KaKvKhKh=1.25*1.05*1.4*1.426=2.6202753、由式10-12可得实际载荷系数算的分度圆直径d1=d1t3Khkht=39.8132.621.3=50.28mm及相应的齿轮模数Mn=d1cos/Z1=50.28*cos14/17=2.8697mm按齿根弯曲疲劳强度设计1. 由式10-20试算齿轮模数2. Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）确定公式中的各参数值试选载荷系数kft=1.3由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/cos2b=1.891/cos21.905=1.893Y=0.25+0.75/av=0.25+0.75/1.893=0.646193.由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/120=1-1.905*14/120=0.77754、计算YFaYsa/【f】由当量齿数Zv1=Z1/cos3=17/cos314=18.609Zv2=Z2/ cos3=71/ cos314=77.723查图10-17得齿形系数YFa1=2.5 YFa2=2.22由图10-18查的应力修复系数YSa1=1.6 YSa2=1.78由10-24c 查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为hlim1=500mpa hlim2=380mpaYFa1 Ysa1/【f1】=2.5*1.6/303.57=0.01318YFa2 Ysa2/【f2】=2.22*1.28/238.86=0.01654因为大齿轮大于小齿轮取YFa2 Ysa2/【f2】=0.01654试计算齿轮模数：Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）=1.833mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备1） 圆周速度vd1=Mnt*Z1/cos=1.833*17/COS14 =32.118V=d1*N1/60*1000=0.53788m/s2） 齿宽bb=d*d1=1*32.118=32.118mm3） 齿高h及宽高比B/hh=（2han*+cn*）*mnt=（2*1+0.25）*1.833=4.12425B/h=32.118/4.12425=7.7876计算实际载荷系数Kf1）根据v=0.537m/s 8级精度 由图10-8查得Kv=1.052）有Ft1=2T1/d1=5645.7KaFt1/b=1*5645.7/32.118=175.78大于100N/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kf=1.23）由表10-4用插值法查得Kh=1.450结合b/h=7.7876，查图10-13得Kf=1.31则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1*1.05*1.2*1.31=1.6506(4)由式10-13 可得按实际载荷系数算的齿轮模数Mn=1.985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 =3mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算的分度圆直径d1=50.568mm 来计算小齿轮齿数，即Z1=d1cos/mn=50.568*cos14/3=16.355所以Z1=17;Z2=69;中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cos=136.012所以中心距取137mm修正螺旋角：=arcos（Z1+Z2）mn/2a=13.928 计算分度圆直径; d1=z1mn/cos13.928=52.545mm d1=z2mn/cos13.928=213.337mm 计算齿宽b=52.5613 取53 同理 b2=58圆整中心距后的强度校核H=(2KH*T1)/(d*d13 )(u+1)/u)ZH*ZE*Z*ZH（三）低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1.选用圆柱斜齿轮2.选择8级精度3.选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为280 HBS大齿轮选择45钢（调质）240HBS4.初选小齿轮齿数z1=20大齿轮齿数在Z1=Z2*i3=59.54 选Z2=605.初选螺旋角=14按弯曲疲劳强度计算d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2 确定公式中的各参数值试选载荷系数Kht=1.3由图10-20查取区域系数Zh=2.43齿宽系数：1 弹性影响系数Ze=189.8mpa1/2由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数z=arctan（tan/tan）=arctan（tan20/cos14）=20.562at1=arcos【Z1cost/（Z1+2hancos）】=arcos【17*cos20.562/（17+2*1*cos14）】=31.407at2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancos）】=arcos【60cos20.562/（60+2*1*cos14）】=24.911=【Z1（tanat1-tan1）+Z2（tana2-tant）】/2=【20*（tan32.82-tan20.562）+71*（tan24.3-tan20.562）】/2=1.602395=dz1tan/=1*24*tan14/=1.905 Z=4-31-+=4-1.72231-1.905+1.9051.722=1.587z=cos=0.985计算接触疲劳许用应力h由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Flim1=600mpa Flim2=550mpa应力循环次数N1=60N1jLh=60*320*1*（2*8*300*10）=7.369*108N2=N1/u=9.216*108/（71/17）=2.211*108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1=1.1 Khn2=1.15取失效概率为1% 安全系数s=1 由式10-14得【h】1=Khn1hlim1/s=1.1*600/1=660mpa【h】2=Khn2hlim2/s=1.15*550/1=550mpa取俩者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即 【h】1=【h】2=632.5mpa计算小齿轮分度圆直径d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2=32*1.3*90665 (71/17)+11 (71/17)2.43*189.8*0.647*0.985632.52=70.2644mm调整小齿轮分度圆直径 1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度V=d1t*n1/60*1000=0.28239m/s（2）齿宽B=d1t=70.264mm2、计算实际载荷系数kh（1）由表10-2查的使用系数Ka=1.25（2）由图10-8查的动载系数Kv=1.05（3）齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*90665/39.81=4.554*103n,KaFt1/b=132.56n/mm大于100n/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kh=1.4（4）由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑Kh=1.45KH=KaKvKhKh=1.25*1.05*1.4*1.45=2.6643753、由式10-12可得实际载荷系数算的分度圆直径d1=d1t3Khkht=92.57mm及相应的齿轮模数Mn=d1cos/Z1=2.630mm按齿根弯曲疲劳强度设计3. 由式10-20试算齿轮模数4. Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）1） 确定公式中的各参数值1、试选载荷系数kft=1.32、由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/cos2b=1.6897Y=0.25+0.75/av=0.693863、由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/120=0.81484、计算YFaYsa/【f】由当量齿数Zv1=Z1/cos3=21.8936Zv2=Z2/ cos3=65.681查图10-17得齿形系数YFa1=2.75 YFa2=2.27由图10-18查的应力修复系数YSa1=1.58 YSa2=1.75由10-24c 查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为hlim1=500mpa hlim2=380mpaYFa1 Ysa1/【f1】=2.75*1.58/600=0.0128829YFa2 Ysa2/【f2】=2.27*1.75/550=0.014385因为大齿轮大于小齿轮取YFa2 Ysa2/【f2】=0.014385试计算齿轮模数：Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）=3.31957mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1=mnt*Z1/cos=88.104V=d1*n1/60*1000=0.21788m/s齿宽bb=d*d1=1*54.2136=54.2136mm齿高h及宽高比B/hh=（2han*+cn*）*mnt=5.918B/h=9.161计算实际载荷系数Kf根据v=0.21788m/s 8级精度 由图10-8查得Kv=1.03有Ft1=2T1/d1=5645.7KaFt1/b=305.6373大于100N/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kf=1.4由表10-4用插值法查得Kh=1.450结合b/h=9.161，查图10-13得Kf=1.450则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1*1.05*1.2*1.31=2.6136由式10-13 可得按实际载荷系数算的齿轮模数Mn=3.3196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 =5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算的分度圆直径d1=92.57mm 来计算小齿轮齿数，即Z1=d1cos/mn=17.097所以Z1=18;Z2=52;中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cos=180.357所以中心距取180mm修正螺旋角：=arcos（Z1+Z2）mn/2a=16.5978 计算分度圆直径; d1=z1mn/cos13.928=92.5714mm d2=z2mn/cos13.928=267.428mm 计算齿宽b1=100 同理 b2=95圆整中心距后的强度校核H=(2KH*T1)/(d*d13 )(u+1)/u)ZH*ZE*Z*ZH四.轴的设计计算（一） 高速轴结构设计1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）9603.03890.6652）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=106，则于是得： 轴上有两个键槽，则dmin=1.1dmint=26.88mm a 拟订轴上零件的装配方案，如图 VII高速轴零件装配方案图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径的确定： -：该段和皮带轮连接 选择皮带轮内径D=28mm；所以d1=28mm-：该段和轴承配合，轴承选用GB/T297圆锥滚子轴承30206，所以，该段直径选用30mm-:定位甩油环-：该段为齿轮轴 -：轴肩，定位甩油环-VII：选用轴承相同各段长度的确定： -：L1=120，因为皮带轮宽L=（1.5-2）d=42-56 加上轴肩到减速器外壁距离-：配合轴承 长度32mm-：这段为122mm-：齿轮轴，齿轮宽58mm-: 轴肩 长4mm-VII：此段安装轴承、甩油环长度取42mm 高速轴各段参数汇总表轴段-VII直径283040/4030长度1203212258430配合大皮带轮轴承/齿轮轴轴肩轴承（二） 中间轴结构设计1） 中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）76.7942.888358.5522）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取C=106，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： a 拟订轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-：装配端盖、轴承、挡油塞和套筒 轴承选用GB/T297圆锥滚子轴承30209轴承，所以选用直径45mm，长度47mm-：安装齿轮直径52mm，长度98mm-：定位轴肩直径61mm 长度12mm-：安装齿轮直径52mm，长度50mm-：安装套筒、挡油塞、轴承和端盖，轴承选用GB/T297圆锥滚子轴承30209轴承，直径45mm，长度42mm 中速轴各段参数汇总表 轴段-直径4552615245长度4798125042配合轴承齿轮轴肩齿轮轴承（三） 低速轴结构设计1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）25.7872.7451016.92） 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取C=106，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： a 拟订轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-:与轴承配合，轴承选用GB/T297圆锥滚子轴承30212轴承，直径60mm，长度58mm-：和齿轮装配，直径69mm，长度97mm -：定位轴肩，直径81mm，长度27mm-：直径69mm，长度定位43mm -：与轴承、联轴器配合，轴承选GB/T297圆锥滚子轴承30212，联轴器选用GYS8，直径60mm，长度160mm.低速轴各段参数汇总表轴段-直径6069816960长度58972743160配合轴承齿轮轴肩/轴承、联轴器五.高速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析2）受力分析及其弯矩图 A C B根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为齿轮中心面。3）按弯扭合成强度校核M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=94545.779N.mm（1)T表示轴的所受的扭矩T=90665 N.mm（2) 表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取=0.3（3)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=46mm，所以W为：W=d332=46332=9551.095mm3将各值带入得=31.7278已知输入轴的许用弯曲应力-1=70MPa。故输入轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输入轴安全。4）轴承寿命的校核对高速轴轴承校核轴承型号30206根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：求比值/ =0.66 e=0.203.取X=0.4 Y=2.2 C=P360Ln106a1=37.38KNCr故轴承寿命符合要求。5)键校核同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=28mm和轴段长为120mm键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm8778 (2)键的强度校核 键传递的转矩T=90665Nmm，轴的直径d=28mm 键的工作长度L-b=70mm 键与皮带轮槽的接触高度k=3.3mm 则该键的强度符合要求。六.联轴器的选择输出轴联轴器的选择根据轴的直径，选取GYS8型联轴器，其主要参数如下表：型号公称转矩 许用转速轴孔直径轴孔长度GYS8 3150480060142200七. 键连接的选择和计算1. 低速轴与联轴器（低速大齿轮）的链接轴径 60mm；由指导书表14-26得，普通平键尺寸18*11；键在轴的深度t=7.0mm，轮毂深度4.4mm，圆角半径r=0.25mm。查课本表6-2得，键的许用应力，满足强度要求。2. 中间轴与低速小（高速大）齿轮的链接轴径 45mm；由指导书表14-26得，普通平键尺寸14*9；键在轴的深度t=5.5mm，轮毂深度3.8mm. 圆角半径r=0.25mm。查课本表6-2得，键的许用应力，满足强度要求。3. 高速轴与高速小齿轮的链接中间轴与低速小（高速大）齿轮的链接轴径 30mm；由指导书表14-26得，普通平键尺寸10*8；键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm. 圆角半径r=0.16mm。查课本表6-2得，键的许用应力，满足强度要求。八减速器附件选择及箱体的设计1. 减速器附件的选择（1） 视孔盖根据机械设计课程设计，四个螺纹M8*8（2）通气器 查机械设计课程设计表7-1，选取带简易通气器M121.25； （3）油尺 查机械设计课程设计表7-3，选用杆式油标M20 （4）放油孔和螺塞 查机械设计课程设计表7-4，选用M14*1.5的外六角螺塞。 （5）定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱盖和箱座的连接凸缘上不对称配装两个定位圆锥销，以提高定位精度。查机械设计课程设计选择销 GB/T 119-2000 A1230 （6）启盖螺钉 启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度要大于箱盖凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。2.减速器箱体的设计 减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。 （1）设计要求 a 机体有足够的刚度。 b 在机体外加肋板，外轮廓为长方形，增强轴承座刚度。 c 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。d 因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，取浸油高度不超过一个齿高，约为六分之一的大齿轮半径，油高H=68mm，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。 e 箱体结构有良好的工艺性。 f 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模斜度为1:10。 （2）箱体结构尺寸参数名称符号尺寸关系民称符号尺寸关系箱座突缘厚度B12轴承旁凸台半径R124箱盖突缘厚度B112凸台高度H55箱座底突缘厚度B220外箱壁至轴承座端面距离L155轴承旁链接螺栓直径D115 m16大齿轮顶圆内箱壁距离19箱盖与箱座链接螺栓直径D2M12链接螺栓d2的间距L150-200mm齿轮端面内箱壁距离210.5轴承盖螺钉直径D3M8箱盖肋厚M17视孔盖螺钉直径D4M8箱座肋厚M7定位销直径D16Df、d2至突缘边缘距离C25-3Df、d1、d2至外箱壁距离C1表5-3九.润滑与密封1齿轮的润滑 齿轮润滑采用浸油润滑，由于浸油深度不小于10mm，取油H=60mm，选用全损耗用油ckc220.滚动轴承的润滑选用脂润滑，轴承内侧设计由挡油环。 2密封方法的选取 由于此处滚动轴承采用脂润滑，此处采用毛毡圈密封。选用毛毡圈FZ/T 92010-1991。十.设计心得与体会经过一个月的努力,我们不管结果是好是坏，都完成了机械课程设计的任务。在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计修改，这都暴露出了我们前期在这方面的知识欠缺和经验不足。刚开始在机构设计时,由于对UG软件的基本操作和编程掌握得还可以，可是实际我们在操作过程中也遇到了很多问题，先不说