机械课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计

1、结果计算及说明课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1二级展开式圆柱齿轮减速器2运输带3联轴器（输入轴用弹性联轴器，输 出轴用的是齿式联轴器）4电动机已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35 C;2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力源：电力，三相交流，电压 380/220V5）运输带速度允许误差为士 5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7）运输带工作拉力4000N8）运输带工作速度1.6m/s9）卷筒直径400mm二. 设计要求6.4kw1. 完成

2、减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮、箱体零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。2）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸 小，结构紧凑，重量轻，节约材料。二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功 率大，轴具有较大刚性，制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点。但减速 器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输 入和输出端，限制了传动布置的灵活性。2、电动机的选择1）选择电动机的类型0.895按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，电压 380V。2）选择

3、电动机的容量工作机的有效功率为：Pw Fv/1000 w 4000 1.6/1000 16.4kW从电动机到工作机传送带间的总效率为0123456由机械设计课程设计手册表 1-7可知：n o输入轴联轴器（弹性联轴器）效率，取为0.99;n i第一级圆柱斜齿轮的传动效率，精度为 8级，取为0.97；n 2输入轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99;n 3第二级圆柱直齿轮的传动效率，精度为 8级，取为0.97；n 4中间轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99n 5输出轴上轴承（深沟球轴承）的传动效率，取为0.99;n 6输出轴联轴器（齿式联轴器）效率，取为0.9930.990 .990.9

4、70 .970 .990 .895所以电动机所需工作功率为Pd6.40.8957.15kW3）确定电动机转速按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比i'9 25而工作机卷筒轴的转速为nw 76 .4 r min60 1000vD60 1000 1.63.14 40076.4r / min所以电动机转速可选范围为N d=i*n w=(9-25)* 76.4r/min=(687.6-1910)r/min符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步 转速为1000的电动机。根据

5、电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表 12-1 选定电动机型号为Y160M-6其主要性能如下表：电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/mi n)堵转转矩最大转矩质量(kg)额定转矩额定转矩Y160M-67.59702.02.0119选定电动机型号 Y160M-63. 计算传动装置的总传动比i并分配传动比i 12 .7(1) .总传动比i为=970/76.4=12.7(2) .分配传动比i i i其中：i为高速级传动比，订为低速级传动比，且i 4.23i 3i (1.3 1.5儿取 i 3，即 i 1=12.7/3=4.234. 计算传动装置的运动和动力参数该传动装置从电动机到工作

6、机共有三轴，依次为I轴H轴皿轴1).各轴的转速I 车由n nm 970 r minII轴229.3r minIII76.43r min2).各轴的输入功率Pd07.08kWn 970 r minn 229 3n' minII轴36.8kWIII轴4 56.53kWn76.43r min3).各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td 为 Td=9550X 1000X Pd/nd二 70.39N mI 轴 T Td 0 269 .69 N mII 轴 T T 1 3i283.2N mIII 轴 T T 4 5i 815.93N mmP 7.08kwP 6.8kwP 6.53kw5. 齿轮的设计5

7、.1.高速级大小齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(3) 材料选择。由机械设计表 6.1选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬 度为280HBS大齿轮为45钢(调质)，硬度为240HBS二者材料硬度差为 40HBS选小齿轮齿数乙22，则大齿轮齿数Z2 i乙93.03，取Z2=93(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数 d 1.0(6)初选螺旋角3=14°2)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校

8、核。(2)按齿面接触疲劳强度设计，即21 ZhZe选用直齿圆柱 齿轮传动8级精度1确定公式内的各计算数值1).试选载荷系数Kt 1.6。2).计算小齿轮传递的转矩T15阪5 * 10 P 69.69 N m小齿轮材料 45 钢(调质) 大齿轮材料40Cr(调质)nid 1.03).由10-30选取区域系数ZH=2.4334).由图 10-26 查得 10.765,20.81,121.5755)550MPa。6)10-14计 算 应 力循 环 次 数LhN12 8 300 838400hN2960n 1 jLh 60 970 1 384002.23 109223 105.28 1084.237)

9、由图10-19取接触疲劳寿命系数Khm 0.90；KhN20.958)计算接触疲劳许用应力Kt1.6取安全系数S=1Khi -HNrlim- °.9 600MPa 540MPaH2 HN2 lim 20.95 550MPa 522.5MPaH1 H225405282531.25MPaT16.969410 N mmZ e 206 Mpa2>.计算1).计算小齿轮分度园直径d1t3 2KT21 ZhZeH50.95m/sH lim 1600MPaH lim 2550MPa10d1t n160 10002.59 m sN 25.282 ).计算圆周速度v103 ).计算齿宽b及模数b

10、 d d1t 50.95mmmntd1 cos乙50.95 cos14222.25mmK HN!0.9K hn20.95h 2.25mnt 2.25 2.255.05mm50.2510.39h 5.054)计算纵向重合度0.318 d Z1 tan0.318 1 22 tan 141.7445)计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取Ka 1砧540MPah25225MPad1t 50.95mmv 2.59 m sd1 d1t350.95m 57.5mm7）计算模数d1 cosmn 57.5 cos14 mm 2.54mm22根据v 2.59 ms , 8级精度，由参考

11、文献2图10-8查得动载系数Kv 1.13 ;由表10-4查得Kh 1.453 ;由参考文献2图10-13查得Kf1.34由表10-3查得Kh Kf 1.4故载荷系数K KAKvKH Kh 1 1.13 1.453 1.4 2.36)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）3.按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17）mn 32KTY 晋2YFaYSaVd乙F（1）确定计算参数1）计算载荷系数K KaSf Kf 11.13 1.4 1.322.092）根据纵向重合度1.744，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.883）计算当量齿数Z 乙v1

12、3cos2224.1cos 14Zv2 二-9 101.86cos cos4)5)查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得Ysh1.591 ； YSa21.7916)由参考文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 380MPaKv 1.137）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.85 , Kfn 20.88 ；8）计算弯曲疲劳许用应力Ka 1K 2.3查取齿型系数由参考文献2表10-5查得Yf91 2.647 ； Yf92 2.179取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得K fn 1 FE1 0.85

13、 500f1 一 一MPa 303.57 MPaS1.4K fn 2 FE 2 0.88 3801.4竺 空MPa 238.86MPaS9）计算大，小齿轮的Y;:，并加以比较YFa1 Ysa12.647 1.591303.570.01387f1YFa2YSa2鮎798791。.。仮彳238.86大齿轮的数值大（2）设计计算mn3322 2.09 69.69 100.88 cos1420.01634mm1.73mm1 2221.575m 2.54mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn 2mm，已可满足弯曲强度。d1 cos57.5 co

14、s14 小一乙127.89mn2取 Zi=28，贝卩 Z2 ii Zi 4.23 28119。4.几何尺寸计算（1）计算中心距Z1 Z2 mn28 119 2a mm 151.5mm2cos2 cos14将中心距圆整为152mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mn28 119 2/'c"arccosarccos14 44 92a2 152因值改变不多，故参数 、K、Zh等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径乙 mn28 2d1 r 57.9mmcoscos14 44 9乙 mn119 2“d2，” 246mmcoscos14 44 9（4）计算齿轮宽度bd

15、d11 57.957.9mm圆整后取 B2 60mm ； B1 65mm。5.2低速级齿轮的设计2.1 .选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为般工作机器，转速不高，故选用 8级精度F lim 1 500MPa f lim 2 380MPaK fn 10.85Kfn2 0.88SF 1.43）材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4）试选小齿轮齿数Z3 22，大齿轮齿数乙i2 Z3 3 266 .F1303

16、.57MPaf2280.92MPaK 1.432.2 .按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即d1t 2.32 32Zed U H KT1 u 1（1）确定公式内的各计算数值1)试选Kt=1.32)由参考文献2表10-7选取齿宽系数 d=13)小齿轮传递的转距T2283.2N.m4)由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数Ze1189.8Mpa25)H lim 3600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4 6°°MPa由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6)由参考文献2式(10-19)计算应力循环次数N360n

17、 3jLh 60229.3 1 384005.28 108N485.28 10381.76 107）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系KHN3 0.92, KHN4 0.94 ；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得H3K HN 3 lim 3S0.92 600MPa 552MPaZ1=28Z2=119KH40 550MPa 517MPa2.3计算1）试计算小齿轮分度圆直径dit，有计算公式得d3t2.323.KT1 u 1 Ze 2UHi2.32393.81 mm3 21.3 283.2 10517 4189.82)计算圆周速度d3t

18、n360 10003.14 93.81 229.3m/s60 10001.13m s3)计算齿宽bb dd3t 1 93.8193.81mm4）计算齿宽与齿高之比bh模数d1t93.81 mm224.26mmD1=57.9mmD2=246mm齿高h 2.25mt2.25 4.26mm9.58mmb 93.81h 9.589.795）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取Ka 1 ；根据v 1.13m s，8级精度，由参考文献 2图10-8查得动载系数Kv 1.06 ；直齿轮，KhKf1 ；由参考文献2图10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，Kh 1

19、.4643 ;由b 8.89 , Kh1.4643查参考文献2图10-13得心 1.55，故载荷系数hK KAKvKH Kh 1 1.06 1 1.46431.556）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得d3 d3t3 K-93.81 3 1.55mm 99.47mm Kt 1.37)计算模数m 主 99.47 mm 4.52mmZ3222.4.按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5）m 3邛YFaYSadZ12 f3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献2式（10-12）得K FN 3FE3f3sK FN 4FE 4f4s0.88

20、500MPa 314.29MPa1.40.9 380MPa 244.29MPa1.44)计算载荷系数（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE4 380MPa ；2）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数KfN3 0.88，KfN4 0.9 ；K KAKvKF Kf 1 1.06 1 1.551.6435） 查取齿型系数由参考文献2表10-5查得YFa3 2.72 ； YFa42.2566） 查取应力校正系数 由文献2表10-5查得Ysa3 1.57 ； Ysa4 1.742。7）计算大，小齿

21、轮的YFaYsa，并加以比较0.01350.016F YFa3YSa3F 3YFa4YSa4F 42.72 1.57314.292.256 1.742244.29小齿轮的数值大2.5设计计算J2 1.643 2.85.95 103V 1 2220.016mm3.14mmV=1.13m/sB=93.81对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.14并就近圆整为标准值m 4.0mm。Z3d3m99.

22、4724.86取Z3=25,则 Z4 i2 Z33 25752.6几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3 Z3m 25 4 100mmd4 乙m 75 4 300mmd3d42100 300 “c mm 200mm ,23）计算齿轮宽度b d d31 100100mm则取 B4100mm ; B3105mm。K=1.556.设计计算轴轴1的设计求轴1的功率P ,Pi7.08KW ,转速nI ,转矩T|nI 970r / min ,4Ti 6.969 10 N mm求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径d1 57.9mm2Td12 6.969 10457.92407.25N则F

23、r1Ft1tg2407.25 tg20eos 1eos905.97NFae Ft1tg 17662.93 tg 633.15ND3=99.47mm初步确定轴的最小直径材料为40Cre钢，调质处理。根据课本表15-3，取Ao 100，于是! Pdmin AO319.4m m,由于键槽的影响，故 dmin 1.06dmin 20.56mmn联轴器的计算转矩Tca KaT，取Ka 1.3，贝y：Tea KAT 90600N mm查机械设计课程设计手册，选用LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N mm。根据联轴器参数选择d 25mm半联轴器长度L 62mmM H2 =42059.6 N

24、mm总弯 矩M1 = JM H M：102828N mmM 2 =iH M：2108249.27N mm扭矩TT 6.969 104N mm计算弯矩- 2 2Mca1<M2 (0.6T)116044.45N mmvi.按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知C点外侵弯矩最大，是危险截面，由式15-5及上表中的数值可得CaM ca116044.4519410.455.97MPa根据所选定的材料,由表15-1查得1 70MPa,因此ca 1，故安全巧i.校核轴承寿命Fr11 Fnh 1Fn2V1Fr2FNV2630.78N1948.08N对于7205AC型轴承，按表13-7查得派生轴向力Fd

25、0.68Fr ,则有Fd10.68Fn 428.93NFd2 0.68Fr2 1324.69N由于Fd2Fae11324.69 633.151957.84 Fd1428.93 ,所以轴承1被压紧Fa1Fd2 Fae1 1324.69 633.15 1957.84轴 承 2 被 放松,Fa2 Fd2 1324.69N根据 弘 4.56 e,坠 e,查表 13-5 得 X10.41,Y1 0.87;x2 1,Y2 0,轻Fr1Fr2微冲击，取fp 1 ,则有P1fp(X1Fr1 Y1Fa1) 1961.94P2fp(X2Fr2 丫2Fa2)1948.08M=4mmZ3=25Z4=75计算载荷寿命由

26、于PP2,角接触球轴承3,动载荷C 18.5KN ,则寿命Lh 10 (C)10一(18.5 10 )3 14405.72h 600.2天 600天 所 以60n P 60 9401961.94合格轴II的设计 求轴II的功率Pii,转速nH ,转矩TiiPi 6.8Kw ,mi229.3r/min ,Tn 28.3 104 N M 求作用在齿轮上的力已知2、3齿轮的分度圆直径分别为：d2246.1mm,d3100mmFt2Ft3则Fr2Ft1 246.09640.69N2T22 28.3 104一5660Nd3100Fr1 905.97Na =200mmFr3Ft3 tan2060NFae2

27、F 1 633.15N圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的方向如图四所示 初步确定轴的最小直径I、中间轴输入的功率 P2、转速n2和转矩T2N2=229.3r/mi n P2=6.8kwT2=283.2N?m按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用40Cr,查机械设计表15-3 取 Ao=100dmin30.95mm查机械设计手册选最小直径 d=40mm载荷水平面H垂直面V支反 力FFnh1=1451NFnv1=4323.4 NFnH2 =296.97 NFNV2 =3743.85 N弯矩MM H1 =115354.8 N mmMV1 =343710.3 N mmM h 2 =60024 N m

28、mMV 2 =222748 N mmMk=17669.17mm总弯 矩M1 =JMH1Mx21362551.38N mmm2=2 mV264189.97N mmM3JmH3 M：228804N mm扭矩TT428.3 104 N mmvi.按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大，是危险截面，由式15-5及上表中的数值可得CaM ciw.'362551.3820.6 28.3 104 27606.7651.88MPa根据所选定的材料,由表15-1查得J 60MPa,因此 ca 1,故安全.巧i.校核轴承寿命r2FNv2a) Fr1.FNH1 FNV14560.4N375

29、5.6N对7206AC轴承，按表13-7查得派生轴向力 Fd0.68Fr ,则有Fd1 0.68FM 3101.1NFd2 0.68Fr2 2553.8Nb)Fd2Fae 3186.95Fd2c)根据Fa10.6969 e ,Fa2 0.68 e ,查表13-5得Fr1Fr21 被压紧，FaiFae Fd23186.95;2 被放松,Fa2Fd22553.8NX10.41,Y0.87; X21,Y20,轻微冲击，取 fp 1.2,则有P1fp(X1Fr1 Y1Fa1) 1.2 (0.41 4560.4 0.87 3185.95) 5341.44P2fp(X2Fr2 Y2Fa2) 1.2 (1

30、3755.6 0) 4506.72d)计算载荷寿命由于RP2,角接触球轴承3,动载荷C 35.2KN ,则寿命6 6Lh 10 (C) 一10( 35200 )320801.6h 866.7天 600天60n P 60 229.35341.44所以合格III的设计求作用在齿轮上的力Ft4 Ft3 5660NFr4 Fr3 2060N初步确定轴的最小轴径(1)按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用 45调质钢，查机械设计表15-3取A0=110P3dmin Ao3 一 48.43mm查机械设计手册选最小直径 d=48mm联轴器的计算转矩Tca KaT，取Ka 1.3，贝y：Tca KaT 108

31、1.73N mLT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩查机械设计课程设计手册，选用 为1600N m。根据联轴器参数选择d 48mm半联轴器长度L 112mmv .求轴上的载荷TCa581048.780.1 60331.85MPa载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1346.4 NFnh 2=713.6 NFNV1=3699.35 NFNV2 =1960.65 N弯矩MM H1 =107038.8 N mmMv1=294098.3 N mm,总弯 矩M1 = JmH1 M V；1 312970.68N mm扭矩TT 815930N mm计算弯矩MCa1<'m12 (0.6T)2 5

32、81048.78N mmvi.按弯矩合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大，是危险截面，由式15-3及上表中的数值可得根据所选定的材料，由表15-1查得1 60MPa,因此Ca 1，故安全0i.校核轴承寿命Fr1FNH1FNv13936.75NFr2.fNh2 fNv22086.47NP=3936.75d)计算载荷寿命由于R P2,角接触球轴承3,动载荷C 30.2KN ,则寿命Lh10660n10660一76.4330200（3936.75）398444'67h4101天 600天 所以合格7滚动轴承的选择7.1输入轴轴承的选择作为高速级轴承，应当选择球轴承,在前述中已经

33、选择了类型为角接触球轴承，现在进一步选择具体的型号。输入轴作高速级，且采用斜齿轮传动,选用轴承为角接触球轴承，轴承的内径应进行两次放大，第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足h (0.07 0.1)d，取h12.5mm ；第二次放大时为了装拆方便，取h2 2.5mm，同时轴承为标准件，内径应为 0或者5的倍数，故轴承内径为d=25+2*2.5+2*2.5=35mm，这里轴承一般为轻系列或者中 系列的，综上所述，查取角接触球轴承表(GB/T 292 1994)，选择高速轴轴 承型号为7007C7.2中间轴轴承的选择中间轴是闷在闷盖里面的，故不需要经过放大，应为轴端直径为d2 40mm，前

34、面所选择的类型也是角接触球轴承，从角接触球轴承表( GB/T2921994)中选取型号也为 7208C。7.3输出轴轴承的选择因为输出轴上安装的是直齿圆柱齿轮，没有轴向力的作用，轴承类型已 选定为深沟球轴承。轴承的内径也同输入轴轴承一样，也需进行两次放大。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足 h (0.070.1)d，应为输 出轴轴径较大为d3=48,所以取h仁1;第二次放大时为了装拆方便，取h2=2.5, 同时轴承为标准件，内径应为0或者5的倍数，故轴承内径为 d=48+1*2+2.5*2=55mm，综上所述，查取深沟球轴承表(GB/T 276 1994), 选择输出轴轴承型号为6

35、011。&润滑方式、润滑剂牌号、密封装置以及轴承端盖的选择8.1轴承润滑方式滚动轴承润滑方式的选择参考机械设计教材第332页内容。对于高速轴角接触球轴承，d1 n1 35 9 7 0 3.4 1 04 1 6 1 04，采用脂润滑；对于中间轴角 接触球轴承其d2 n2 40 229.3 9172 16 104，亦选择脂润滑方式。对于深沟球 轴承，其d3 n355 76.43 4203.65 16 104，亦采用脂润滑方式。8.2确定齿轮润滑方式对于齿轮润滑方式参考机械设计教材第233页到235页内容。输出轴上齿轮为直齿圆柱齿轮，其中模数m 4，齿数乙75，故齿顶圆直径 da4 d4 2

36、 h； m 300 2 1 4308mm，由于也 76.43r / min，所以齿轮的齿顶圆周速度为Vda4 n3 10 3 /60 1.232m/s 12m/s故齿轮应采用浸油润滑。8.3轴承端盖的选择及相关尺寸我们这里选择轴承端盖结构为凸缘式结构，轴承端盖的相关尺寸参考机 械设计课程设计手册第166页内容。8.3.1高速轴承端盖尺寸由于高速轴选用轴承为7007C,轴承外径D=62mm，故轴承端盖螺钉直径为 螺钉数目为4个。相关尺寸见下表，高速轴轴承端盖相关尺寸d°d0 d3 1 7mmD0D0 D 2.5d362 2.5 6 77mmD2D2 D02.5d377 2.5 6 92

37、mmee 1.2d3 7.2mm， e-i e取e1 12mmD4D4 D (10 15)62 1052 mmD5D5 D0 3d377 3 6 59mmD6D6 D (2 4)62 2 60mm8.3.2低速轴承端盖尺寸低速轴轴承采用的是深沟球轴承，型号为 6011，轴承外径D 90mm，选 用螺钉直径为d3 8mm，螺钉数目为6。相关尺寸见下表，d0d0 d3 1 9mmD0D0 D 2.5d390 2.5 8110mmD2D2 D02.5d3110 2.5 8 130mmee 1.2d3 9.6mm， e-i e取e1 14mmD4D4 D (10 15)90 10 80mmD5D5 D

38、0 3d3110 3 8 86mmD6D6 D (2 4)90 2 88mm9、箱体的相关尺寸减速器箱体主要结构尺寸参考机械设计课程设计手册第158也相关内容。其中带有a的表示在多级传动中，a取低速级中心距，本设计中a 200mm 相关尺寸见下表，铸铁减速器箱体主要结构尺寸表名称符号选择结果箱座壁厚0.025a 3 8mm箱盖壁厚110.02a 3 7mm，取 1 8mm箱盖凸缘厚度bib 1.5 1 12mm箱座凸缘厚度bb 1.5 12mm箱座底凸缘厚度b2d 2.520mm地角螺钉直径dfdf 0.036a 1219.2mm，取 df 20mm地角螺钉数目NN=6轴承旁连接螺栓直径d1d

39、10.75d f 15mm，取 d1 16mm盖与座连接螺栓直径d2d2(0.50.6)df 0.5 20 10mm连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺栓直径d3d3(0.4 0.5)d f 8mm视孔盖螺栓直径d4d4(0.3 0.4)df 0.3 20 6mm定位销直径dd (0.7 0.8)d2 8mm，df、di、d2至外箱壁距离C1分别为 26mm、22mm、16mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2分别为 24mm、20mm、14mm轴承旁凸台半径R1为 20mm凸台高度h24mm外箱壁至轴承座端面距离11l1 C1 C2(5 10)22 205 47 mm铸造过渡尺寸x、 y参考

40、机械设计课程设计手册表1 38大齿轮顶圆与内箱壁距离111.2，取 1 16mm齿轮端面与内箱壁距离22，取 2 10mm箱盖、箱座肋厚m1、m分别取箱盖mi 8mm，箱座m 8mm轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以 Md1和Md2互不干涉为准两级齿轮端面间距C取 C=8mm大齿轮顶圆与箱座底部距离b0取 b0=32mm轴承端面与内箱壁距离3要求 38 12mm，取 3 8mm10各个轴上键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的 结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度 要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽bx键高h表示)与长度

41、L。键的截面尺寸bx h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L 一般可 按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。所选定的键长亦应符 合标准规定的长度系列。从国家标准键连接中(GB/T 10952003和GB/T 10962003)查取相关的资料，并且和前面的联轴器中键连接中键的选择相适应，所以选择键的结果如下：减速器中高速轴与联轴器连接处选择键为：GB/T 1096键C8X 7X 70;中间轴安装斜齿轮处选择键为： GB/T 1096键14X 9X 50;中间轴安装直齿轮处选择键为： GB/T 1096键14X 9X 90;输出轴安装直齿轮处选择键为： GB/T 1096键20X 12X 90;输出轴与联轴器连接处选择键为：GB/T 1096键C16X 10X 100；11.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H7配合.is61. 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大于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6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为1