机械零件设计课程设计计算说明书-设计二级齿轮减速器.doc

机 械 零 件 设 计 课 程 设 计 计 算 说 明 书机械设计课程设计计算说明书设计二级齿轮减速器院 系：核自院班 级：机械三班成 都 理 工 大 学目录一、前言3二、设计要求4三、传动方案拟定5四、电动机的选择5五、计算总传动比及分配各级的传动比6六、运动参数及动力参数计算6七、传动零件的设计计算7八、轴的设计计算10九、滚动轴承的选择及校核计算12十、键联接的选择及计算13十一、箱体主要结构设计及计算19十二.箱体附件设计23前言机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个重要教学环节，也是工科院校机械类专业第一次较全面的设计能力训练，其基本目的：1、 综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知识进一步巩固、加深和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下基础。2、 掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、设计步骤，树立正确的设计思想，培养机械设计及解决实际工程问题的能力。3、 进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范以及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等。正因为有了这些目的，我们就有理由去作，且做好，这三个星期的设计，虽然时间不是太长，但会使我们的实践能力大大的提升，在加上明年的进厂实习，也能为我们的毕业设计作下铺垫，当走出学校，进入社会后，能很快的适应社会。减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。减速器的种类很多，若按传动和结构特点来划分，可分为：齿轮减速器、蜗杆减速器、蜗杆-齿轮减速器及齿轮-蜗杆减速器、行星齿轮减速器、摆线减速器和谐波齿轮减速器。其中齿轮减速器最为常用，因为齿轮减速器的效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便等优点。齿轮减速器中应用最广的又是两级圆柱齿轮减速器，其运动简图可以是展开式、分流式或同轴式的。展开式两极圆柱齿轮减速器是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种，它的齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得具有较大的刚度，并使齿轮远离输入或输出端。一、设计要求（一）、设计题目：设计皮带运输机械传动装置，简图如下：（二）、设计内容：1设计二级圆柱直齿齿轮减速器，计算三角带传动。2绘制齿轮减速器装配图一张。绘制高速轴上的齿轮的零件工作图。绘制从动轴图一张。绘制减速箱体的零件工作图。3写出设计说明书一份。（三）、工作条件：运输机采用双班制工作，有轻度振动，单向传动，小批量生产，轴承寿命2年，减速器使用期限6年，运输带容许速度误差为5%。运输带有效拉力F=11700N，速度V=0.13m/s,卷筒直径D=250mm。（四）、已知条件：（题目II-1） 运输带有效拉力F=11700N，速度V=0.13m/s,卷筒直径D=250mm。计算过程及计算说明三、传动方案拟定工作条件：运输机采用双班制工作，有轻度振动，单向传动，小批量生产，轴承寿命2年，减速器使用期限5年，运输带容许速度误差为5%。原始数据：运输带卷筒转速49（转分），减速箱输出功率马力。 四、电动机的选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=三角带4轴承2齿轮联轴器皮带 =0.950.9940.9820.990.96=0.829（2）电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=117000.13/10000.829=1.83KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒 =601000V/D=6010000.13/250=9.94r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为 n d=In筒=（624）9.94=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min，型号如下：型号同步转速功率Y160L-8720r/min7.5Y160M2-8720r /min5.5Y90L-6910 r/min1.1Y132S-6960 r/min3根据容量和转速，由由上图得出有四种适用的电动机型号：因此有四种传动比方案。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=720r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M2-8。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速720r/min，额定转矩2.0。质量119kg。五、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=720/9.94=24.9812、分配各级伟动比（1） 据指导书，取齿轮i三角带=2.9（三角带地传动比i三角带=24比较合理）i总=i减i三角带i减=i总/i三角带=72.43/2.9=24.98又 i减= i1齿i2齿 按展开式布置 取i1齿=1.3i2齿 可算出 i2齿= 4.38 i1齿=5.70六、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI= n电机/ i三角带=720/2.9=248.28(r/min)n错误！未找到引用源。=nI/ i1齿=248.28/5.7=43.56(r/min)n错误！未找到引用源。=n错误！未找到引用源。/ i2齿=43.56/4.38=9.94(r/min)nIV= n错误！未找到引用源。=9.94(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P工作=1.83(KW)P错误！未找到引用源。= P工作三角带=1.830.95=1.74(KW)P错误！未找到引用源。= P错误！未找到引用源。轴承1齿轮=1.740.990.98 =1.69(KW)P错误！未找到引用源。=P错误！未找到引用源。轴承2齿轮=1.690.990.98 =1.64(KW) P错误！未找到引用源。V= P错误！未找到引用源。轴承联轴器=1.640.980.99 =1.61(KW)3、 计算各轴扭矩（Nmm）T错误！未找到引用源。=9.55106P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。=9.551061.74/248.28=66930NmmT错误！未找到引用源。=9.55106P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。=9.551061.69/43.56 =370510NmmT错误！未找到引用源。=9.55106P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。=9.551061.64/9.94 =1575650Nmm T错误！未找到引用源。=9.55106P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。=9.551061.61/9.94 =1546830 Nmm七、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由于是长期连续工作，工作时为24h,由课本P205表13-6得：kA=1.4PC=KAP=1.41.83=2.562KW又由nI=n电=720Kkpm,由课本P205图13-15得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为100160mm则取 dd1=140mmdmin=132mm dd2=n1/n2dd1=720/43.56140=398mm由课本P206表13-7，取dd2=400mm 实际从动轮转速: n2=n1dd1/dd2=720140/400 =252r/min转速误差为：n2-n2/n2=248.28-252/248.28 =-0.0141200（适用）（5）确定带的根数根据课本P203表（13-3）P1=1.25KW根据课本P203表（13-3）P1=0.1KW根据课本P81表（5-7）K=0.95根据课本P81表（5-8）KL=1.09 由课本P204式（13-15）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =2.562/(1.25+0.1) 0.951.09 =1.832所以Z取2根。（6）计算轴上压力由课本P206表13-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5002.562/1.835.28(2.5/0.95-1)+0.15.282N=351.46N则作用在轴承的压力FQ，由课本P206式（13-17）FQ=2ZF0sin1/2=21.83351.46sin162.7/2=1271.71N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为220 HBS。大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为190HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。高速级齿轮的设计：确定其许用应力：由P166图11-7d及P165表11-4查得Hlim1=550Mpa，Hlim2=530Mpa，取安全系数SH=1.05，则强度极限H1= Hlim1/SH=550/1.05=523.8MPa H2=Hlim2/ SH=530/1.05=504.7Mpa由P168图11-10d及P165表11-4查得Flim1=190Mpa，Flim2=180Mpa，取安全系数SF=1.35，则强度极限F1= Flim1/ SF=190/1.35=140.73MpaF2= Flim2/ SF=180/1.35=133.33Mpa按齿面接触强度设计计算根据课本P162表11-2选9级精度制造。在工作中，仅有轻微的振动，是两班制工作，故取载荷系数K=1.2（表11-3），高速轴齿宽系数a高=0.3;小齿轮上的转矩T错误！未找到引用源。=9.55106P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。=66930Nmm计算中心距a（i1+1）（335/H）2KT1/au1/3=210.85mm调整中心距，让a210.85，同时圆整起尾数为5或0。可取 a0=215、220、225、230.（mm）模数 m=2.5、3、4取 a0=225mm，m=2.5，则由公式 z1+z2=2a/m z总=180 凑齿数，得z1=27，z2=153，故实际传动比 i1=z2/z1=5.67=( i理- i实)100%/i理=0.53%(在5%范围内) 所以合适。取齿宽系数a=0.3，则 b=aa=0.3225=67.5mm所以取大齿轮的齿宽 b2=70mm，小齿轮 b1=75mm（b1= b2+(510)）mm验算轮齿弯曲强度 取齿形系数（由图11-9查得） YF1=2.675，YF2=2.13，Z1=27,Z2=153验算强度（按最小齿宽b=70mm计算） F1=2KT1YF1/（bm2z1）=36.38MPaF1F2=F1YF2/YF1=28.97 MPa F2,弯曲强度够，是安全的。齿轮的圆周速度 v=d1n1/（601000）（d1=mz） =0.877m/s3m/s，对照P162表11-2可知选用9级精度是合适的.低速级齿轮的设计：取材与高速级齿轮相同，许用应力计算略。按齿面接触强度设计计算齿轮按9级精度制造。在工作中，仅有轻微的振动，是两班制工作，故取载荷系数K=1.2（表11-3），低速轴齿宽系数a =0.3，按轮齿弯曲强度设计计算，则小齿轮上的转矩 T=9.55106P错误！未找到引用源。I/ n错误！未找到引用源。I=370510Nmm计算中心距按式(11-5)计算:已知u=4.38a（u+1）（335/H）2KT1/au1/3=285.27mm可取 a0=290、295、300、305（mm）模数 m=4、5取 a0=290mm，m=4，由公式 z1+z2=2a/m z2/z1=i1=3.04,齿数得 z1=27，z2=118，故实际传动比 i=z2/z1=4.37=(i理-i实)100%/i理=0.22%(在5%范围内) 所以合适。取齿宽系数a=0.3，则 b=aa=0.3290=87mm所以取大齿轮的齿宽 b2=90mm，小齿轮 b1=95mm（b1= b2+(510) mm）验算轮齿弯曲强度 取齿形系数（由图11-9查得） YF1=2.675，YF2=2.18验算强度（按最小齿宽b=90mm计算） F1=2KT1YF1/（bm2z1）=61.18MPaF1F2=F1YF2/YF1=49.86MPaF2弯曲强度够，是安全的。齿轮的圆周速度: v=d1n1/（601000）=0.504m/s3m/s，合适（d3=mz3=124mm）。验算运动误差：i总= i三角带i减=i三角带i1i2=71.82实际上得到的 n w= n电/ n总=10.03（r/min）误差=（10.03-9.94）/9.94=0.009=9%5%，满足设计要求。以上为减速器的齿轮结构设计。分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽类型高速级小齿轮67.572.561.2570齿轮轴大齿轮382.5387.5376.2565腹板式低速级小齿轮10811698100实心式大齿轮47248046295腹板式腹板式结构为：八、轴的设计计算 （一）输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS，由II轴传递的功率估算最小直径：根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=112dC (PI/ nI)1/3=112 (1.74/248.28)1/3mm=21.43mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dI =21.43(1+5%)mm=22.5mm选dI =25mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 输入轴中： 由设计指导书P55，得 x2.5 mn x=7.66-6=1662.52.5=6输入轴要作成齿轮轴。其右端用挡油环定位。 又由于齿轮圆周速度大于2m/s,所以用脂润滑，密封采用粗羊毛毡圈，考虑大带轮在轴向定位，作出阶梯轴段d2，考虑加工和装配，将小齿轮另一端的轴径也设计成d5= d3.图如下： （2） 确定轴各段直径和长度由上图得轴的各段轴径为：d1=25mm d2=32mm d3=35mm d4=42mm d5=35mm初选用6007型深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为14mm，外径为62。有轴承盖的地方，为方便螺钉的取出，设计长度为25mm，安装轴承的地方，考虑它的受力强度问题，则它相应的轴段要比轴承伸出23mm，安装齿轮的地方，其轮毂要比轴宽23mm，箱体内壁间宽圆整成5的倍数，所以 取L1=44mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取挡油环长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联大带轮和轴承盖外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为60mm，轴承距内壁为10mm,故错误！未找到引用源。段长：L2=（60+42）=102mmL3=27mmL4=42mmL5=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=250mm。 (3) 轴的校核： 由于带轮的布置尚确定，所以其作用力方向也不定，就按最不利的情况考虑。首先作出轴的结构受力简图：Z=147；X=182；Y=63；带入各已知数据，求得：作用在齿轮上的圆周力 Ft=2T错误！未找到引用源。/d1=2T错误！未找到引用源。/mz （d=mz）=1983.111N作用在齿轮上的径向力 Fr=Fttg （压力角=20。）=721.793N作用在轴端带轮上的外力 FQ=1271.71N垂直面的支承反力 垂直面支反力 FQ FAVFBVFAV+ FBV = Fr F=0FBV（L1+L2）= Fr L2 MA=0得FAV=2545 NFBV=710 NF力在C处产生的弯矩MCH=FAVY= 14290 NmmMCV=FBVY= 44738 NmmMC=（MCH2+MCV2）1/2=46966 NmmF力在齿轮D处产生的弯矩 MD= 27978 Nm合成弯矩，因为不知道它的方向，为了安全，就按最不利情况计算，则 M=（MCH2+MCV2）1/2+MD =74944 Nm 轴传递的转矩 T=T=66930 Nmm危险截面的当量弯矩 MIe=（M2+（T）2）1/2 =58486 Nmm齿轮中心处的截面为危险截面，当量弯矩为 MIIe=（M2+（T）2）1/2 =85094 Nmm （折合系数为=0.6）危险截面处轴的直径轴的材料选用45号钢，调质处理，由P226表14-1查得B=650Mpa，由表14-3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，eI=MIe/0.1252=35 N/mm2, eI=MIIe/0.1422=24 N/mm2. 显然 eI-1b，eII Lh 为2.97年符合要求. 再根据前面求得的数据来确定轴头上的键的尺寸，键的选择和强度校核：在此设计中，轴、带轮和键的材料选用45#号钢，挤压强度为均为 =100（MPa），单位：mm仅大带轮处有键。因为带轮与轴的连接在轮毂的中部，故可选A型键，由=108，而长度L由轮毂的宽B确定，由计算得此处轴段长L1=44，由L=B-（510），得L=3439，故取其系列值L=36mm，即其尺寸记为：blh=8736。 由于设计中是静连接，则一般不会出现剪断，故由其挤压强度校核。工作长度l=L-b=26mm，将数据带入强度校核式： P =4T/dhlMPa =16=60 MPa，符合要求，即确定了此键的型号。（2）中间轴设计： 直径的设计：根据轴的最小直径公式算出高速轴最细端的直径根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=112dC (PII/ nII)1/337.92mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dII =37.92(1+5%)mm=39.8mm 取 dII =40mm图如下：其他各段的轴径同第一根轴上原理，但要考虑挡油环的密封程度，所以确定 d1=40mm d2=48mm d3 = d22h =58mmd4 =48mmd5 =40mm初选轴承和轴承盖：根据d3=40mm初选滚动轴承型号为 6008和6208，但经比较演算6009型的受力不够，故选6208型，由此，可确定轴承盖的尺寸和类型，见手册P154，（要考虑细端轴头安装带轮）。轴向长度的确定：由带轮、箱体的尺寸和初选的零件尺寸来初定各轴段的轴向长度，安装轴承的地方，考虑它的受力强度问题，则它相应的轴段要比轴承伸出23mm，安装齿轮的地方，其轮毂要比轴宽23mm，这样，就可初定各轴段的长度为：（从安装带轮的一端先定） L1=18mm L2=22mm L3=100mm （由齿轮的轮毂宽决定） L4=10mm L5=69mm （由齿轮的轮毂宽决定） L6=40mm轴的校核：先画出轴的受力简图：X=110mm ,Y=140mm ,Z=120mm ，=20，由前面已经知道的数据可求得：作用在小齿轮上的圆周力 Ft1=2T错误！未找到引用源。/d2 =6891N 作用在小齿轮上的径向力 Fr1=Ft1tg=2497N作用在大齿轮上的圆周力 Ft2=2T错误！未找到引用源。/d2 =1937 N 作用在大齿轮上的径向力 Fr2=Ft2tg=705N垂直面的支承反力： F1 F2Fr1FAVFr2FBVFr1X= Fr2（X+Y）+ FBV L总 得FAV=3587 NFBV=1478 N 垂直面的弯矩MAV= FAVX=394570 NmmMBV= FBVZ=625320 NmmMcV= FAV(35+110)+ Fr235=457343 Nmm水平面的支承反力 ：FAHFBH= Ft1 Fr2FBHL总= Ft1 X+ Fr2（X+Y）得FAH = 296 NFBH = 1478 N水平面的弯矩：MAH = FAHX=32560 Nmm MBH = FBHZ=177360 NmmMCH = FAH(35+100)+ Fr235=67595 Nmm危险截面的当量弯矩由上可知小齿轮中心处弯矩最大:Me =( MV12+ MH12+（T）2)1/2=659422 Nmm轴传递的转矩 T=370510 Nmm危险截面处轴的直径轴的材料选用45号钢，调质处理，由P226表14-1查得B=650Mpa，由表14-3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，eI=MIe/0.1252=22 N/mm2, eI MIIe/0.1422=25 N/mm2, MIIe/0.1422=35 N/mm2. 显然 eI-1b，eII-1b, eIII Lh ，为4.6年，符合要求.键的选择和校核： 因为bh相同,校核较短键即可！ 1）高速级从动轮上的键（较短键）：由于装在中部，选用A型的，轴径d4=50mm，查表bh=149，相应轴段长为69mm，所以键长L=695，取系列值L=60mm，则键的尺寸记为 bhl=14960其工作长度l=36mm，将已知数据带入强度校核式 P =4T/dhlMPa =19.6=60 MPa，故符合要求，即确定了此处键的型号。（2）输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS，由III轴传递的功率估算最小直径：根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=112dC (PI/ nI)1/3=112 (1.64/9.94)1/3mm=61.43mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dIII=61.43(1+5%)mm=64.5mm选dIII =65mm直径的设计：根据轴的最小直径公式算出低速轴最细端的直径(C=110)dminC（P错误！未找到引用源。/n错误！未找到引用源。）1/3 =56.2mm 放大7为60.15 mm取d163mm为与联轴器配合，查表得型号转矩转速孔径YLD1110001000以上60，63TL1225001000以上63，65，70TL1340001000以上70，71 已经知道第三根轴上的输出功率P=1.61KW，转速n=9.94r/min；安装联轴器的轴径d=65mm，为了缓和冲击、减小振动选用弹性套柱销联轴器。转矩, T3=1547N.m,由表可查得运输带的工作系数KA=1.3，则它的计算转矩为Tc=KAT=2011N.m由此可确定其型号，查手册选取YL12型，其公称转矩为2000N.m，其材料选用钢性的，许用转速是2900r/min，它所允许的轴径范围是6180mm这些都满足要求即确定了联轴器的型号为YL12。 由联轴器可确定它所在轴段的长度是(142-2)=140mm，对于定位轴肩的轴径按公式di+1=di+2h， h=0.07 di+3，来计算，对于非定位轴肩，则h取23mm计算，依次类推，可得各段的轴径为 d1=75mm d2=84mm d3 =90mmd4 =82mmd5 =75mmd6 =70mm d7=65mm初选轴承和轴承盖：根据相应的轴段的轴径，选择6015系列的，同时也就确定了轴承盖.轴向长度的确定：根据相关尺寸和要求，可确定各轴段的长度为： L1=32mm L2=8mm L3=99mm L4=10mm L5=79mmL6=32mm L7=96mmL8=142mm轴的校核：由以上条件可画出轴的受力简图：X=81,Y=162,Z=248;这个轴上有联轴器，所以要考虑它所在位置和重量。作用在齿轮上的圆周力 Ft=2T错误！未找到引用源。/d =6554N作用在齿轮上的径向力 Fr=Fttg=2385N垂直面的支承反力 F F1F2由平衡关系有 FAV+FBV=Fr FAV(X+Y)=FrX得 FAV=2791 N FBV=4063 N水平面的支承反力同理，得 FAH=1590 N FBH=795 N另外要考虑联轴器在两轴承产生的附加动载荷它对轴的作用力F=（0.250.3）2T/D0 取系数为0.27，T为第三根轴上的转矩，T=1546830Nmm，D0 =D-30=170mm，（查手册P89）则带入数据得F=5005N则它在齿轮处产生的弯矩： MAV =F(Y+Z)= 2051824Nmm在B点产生的弯矩 MAH =279 Nmm合成弯矩力F的方向未知，考虑最危险的情况，则在齿轮处的弯矩 M齿=（MAH2+MAV2）1/2+MLC=650 NmMB=279118397Nm危险截面的当量弯矩轴的转矩为T=1629.111Nm齿轮处的当量弯矩 Me=M齿2+（T错误！未找到引用源。）21/2=1320Nm危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得B=650Mpa，由表14-3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，则 d（Me/（0.1-1b）1/3 =61.43mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d=64.5mm，设计的是d=65mm，所以是安全的。用同样方法校核 B截面最小直径d=60.5mm小于63mm安全 。 轴承的校核：由前面轴的校核，已知轴承处的水平和垂直受力，另外还有联轴器产生的附加力，则合成两轴承处的力（较大一个）： FA =+FLA=9831N则取当量载荷P=FA =9831N，带入轴承寿命式进行校核，Lh=106（ftC/fpP）/60n 查表16-9及19-10得，ft=1 ，fp=1.2, n=25r/min C=40.2KN，=3，两班制工作，要使用2年以上，所以目标寿命是Lh=11680小时而计算寿命为：Lh=26378h，为4.5年，符合实际要求.键的选择和校核： 低速级大齿轮上的键： 由轴段的长度可以初选键，同理，选A型键。由于轴径d=84，查表bh=2214，相应轴段长 99mm，所以L=995，从其系列中取L=90mm，其尺寸记为 bhl=221490取其工作长度l=69mm，将已知数据带入强度校核式P =4T/dhlMPa =22.75=60 MPa, 故符合要求，即确定了此处键的型号。联轴器的键校核，bh=1811，L=142mm，P =4T/dhlMPa =22.06=60 MPa, 故符合要求，即确定了此处键的型号。十一、箱体主要结构设计及计算机座壁厚：=0.025a+3=0.025225+3 取=10mm。 机盖壁厚：1 =0.02a+3 取1 =9mm。机座凸缘厚度：b=1.51 取16mm机盖凸缘厚度：b1=1.5 取14mm机座底凸缘厚度：b2=2.5 取26mm地脚螺钉直径：df=0.036a+12m 取为24mm。地脚螺钉数目： n=6轴承旁联结螺栓直径：d1=0.75df=16.8mm 取d1=16mm ，l=125mm，选用GB5782-86M16125 盖与座联结螺栓直径：d2=（0.50.6）df 取12mm 轴承端盖的螺钉直径：轴承6209：d3=8mm 个数为6个轴承6013：d3=10mm 个数为6个 视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=7.854mm 取为8mm。 定位销直径： d=（0.70.8）d2=10mm， 取为10Mm。 机盖，机座肋厚：m1=0.851=7.48 取8mm m=0.85=8.7 取9mm 箱体内壁与齿轮端面最短距离： 2=10mm 箱体内壁与齿顶圆最短距离： 112mm 轴承坐的宽度： L=轴承盖的材料：灰铸铁HT150轴承盖的各尺寸：（凸缘式）6005： D0=62mm ，D2=100mm ，D4=50mm，D6=60mm e=12mm， m=18mm6008：D0=68mm ，D2=120mm ，D4=56mm，D6=66mm e=12mm， m=16mm6015：D0=115mm ，D2=165mm ，D4=103mm，D6=113mm e=12mm， m=20mm挡油环设计：高速轴：两个档油环结构一样d=35mm ,D=62mm，C=40mmB=14mm，e=8mm中间轴：两个档油环结构一样d=40mm ,D=68mm，C=46mmB=14mm，e=7mm低速轴：两个档油环结构一样d=75mm ,D=115mm，C=82mmB=14mm，e=8mm吊耳环（在箱盖上铸出）：左右各一个b=10mm d=10mm R=11mm e=9mm吊钩（在箱座上铸出）：左右各一个(手册P149)K= C1 + C2 =38mm H=30mm h=15mm r=6mm b=20mm十二.箱体附件设计：1. 视孔盖，窥视孔：紧固螺钉选用M8，盖用钢板制成，其参数为：L1L2b1b2直径孔数盖厚R2201901601301189152.放油螺塞：(手册P150)选用外六角螺塞M201.5 JB/ZQ4450-86油圈用3020，ZB70-623.油标：选用杆式油标M161.5齿轮结构和润滑设计（1）高速级大齿轮做成铸造幅板式齿轮（查手册P151） ds=84mm d1=1.6d=1.6*84=134.4mm 0=（2.54）mn8mm 取0=12mm d0=0.25H10mm=12mm =0.8*12mm=9.6mmD1 =df - 20=438mmD0=0.5（D1+d1）=228.125低速级大小齿轮同样设计 小齿轮为实心式（2）齿轮的润滑 见手册P196图15-53 轴上齿轮的圆周速度 轴上滚动轴承采用脂润滑。轴上齿轮的周速度 R3R2 v2v3 轴上滚动轴承采用脂润滑。轴上齿轮的周速度v3 轴上滚动轴承采用脂润滑。高速轴表面的加密封圈轴段圆周速度 均采用粗羊毛毡封油圈。又因为齿轮圆周速度均12m/s，所以采用油池润滑 说明：（1）参考书目：机械设计课程设计指导书（第二版） 恭淮义主编 高等教育出版社机械设计课程设计指导书（第二版） 吴宗泽主编 高等教育出版社机械设计基础（第三版） 杨可桢主编高等教育出版社 （2）箱体、零件在铸造、安装时，如不要求精密的配合，尺寸上可以有略微的上下浮动，但浮动尺寸不能影响减速箱的工作效率F=11700NV=0.13/sD=250mmn滚筒=9.94r/min总=0.829P工作=1.83KWn筒=9.94r/min电动机型号Y160M2 -8i总=72.43据手册得I三角带=2.9I减=24.98nI=248.28r/minn错误！未找到引用源。=43.56r/minn错误！未找到引用源。=9.94r/minnIV=9.94(r/min)P错误！未找到引用源。=2.4KWP错误！未找到引用源。=2.304KWP错误！未找到引用源。=2.168KWT错误！未找到引用源。=2