带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器盐城

1、目录1.设计任务22.传动系统方案的拟定23.电动机的选择33.1选择电动机的结构和类型33.2传动比的分配53.3传动系统的运动和动力参数计算54.减速器齿轮传动的设计计算74.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算74.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算115.减速器轴及轴承装置的设计165.1轴的设计165.2键的选择与校核235.3轴承的的选择与寿命校核256.箱体的设计286.1箱体附件286.2铸件减速器机体结构尺寸计算表297.润滑和密封307.1润滑方式选择307.2密封方式选择30参考资料目录30计算及说明结果1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击

2、，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2原始数据滚筒圆周力：输送带带速：滚筒直径： 1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速计算及说明结果器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，

3、以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。3. 电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率 设：4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c联轴器效率，c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表31）； g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.98（同上）； b滚动轴承（一对球轴承），b=0.99（同上）； cy输送机滚筒效率，cy =0.96（同上）。估算传动装置的总效率 式中 传动系统效

4、率 工作机所需要电动机功率 计算及说明Pw=2.16kW传动总效率=0.8680Pr=2.4884kW结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表32所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。3.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速传动系统总传动比由机械设计（高等教育出版社）表181查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 i=860，故电动机转速的可选范围为由机械设计课程设计（西安交通大学出

5、版社）表32可以查得电动机数据如下表：方案电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。对于展开式两级减速器（i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及

6、价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2比较合理。Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速nm=1440r/min。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表33电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380计算及说明Pm=3kW电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440r/min总传动比i=14.13结果查得电动机电动机基本参数如下：中心高，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径，轴伸出部分长度。3.2传动比的分配带式输送机传动系统

7、的总传动比 i=14.13由传动系统方案可知 因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比低速级传动比传动系统各传动比分别为 3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。各轴的转速如下计算及说明结果计算出各轴的输入功率 计算出各轴的输入转矩运动和动力参数的计算结果如下表格所示:轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)14401440336102

8、102功率P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728转矩T（Nm）16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效率0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。(2)齿轮精度：7级(3)初选

9、小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=103(4)初选螺旋角=14°(5)压力角=20°2、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.(高等教育出版社 第九版)式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt=1.0。由式（10-23）可得螺旋角系数Z。 计算小齿轮传递的转矩：由图10-20查取区域系数。由表10-7选取齿宽系数。由表10-5查得材料的弹性影响系数。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数计算及说明结果计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为和由式（10-15）计算应力循环次数： 由图

10、10-23查取接触疲劳寿命系数 。取失效概率为1%、安全系数S=1 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径。 （2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v齿宽b2）计算实际载荷系数KH。查得使用系数。根据v=2.183m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。齿轮的圆周力，计算及说明结果查表10-3得齿间载荷分配系数。由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3、按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数

11、值 试选载荷系数 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 计算由当量齿数，查图10-17得齿形系数、。由图10-18查得应力修正系数。由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 、。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14） 设计及说明结果因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数 (2) 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 齿宽b 宽高比。 2）计算实际载荷系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。由查表10-3得齿间载荷分配系数。

12、由表10-4用插值法查得,结合 查图10-13可得。 则载荷系数为3）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即计算及说明结果取则大齿轮的齿数，取,两齿轮齿数互为质数。4.几何尺寸计算(1)计算中心距考虑模数从1.037mm增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算分度圆直径 (4)计算齿轮宽度取、。5.圆整中心距后

13、的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件(2) 齿根弯曲疲劳强度校核6.主要设计结论齿数、，模数，压力角，螺旋角变位系数，中心距，齿宽。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径，做成实心式齿轮。4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1 初选精度等级、材料及齿数计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。1) 齿轮精度：7级2) 初选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮

14、齿数z2=793) 压力角=20°2 按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1) 确定公式中的各参数值。1 试选载荷系数。2 计算小齿轮传递的转矩：3 由图10-20查取区域系数=2.433。4 由表10-7选取齿宽系数5 由表10-5查得材料的弹性影响系数6 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为和由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1取 和中的较小者作为该齿轮副的接触

15、疲劳许用应力，即2) 计算小齿轮分度圆直径。=20°计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v。齿宽b。2）计算实际载荷系数。查得使用系数=1。根据v=0.877m/s、7级精度，查得动载荷系数=1.0。齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数=1.2。用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值。试选。由式（10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数。 计算由图10-17查得齿形系数

16、由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 、。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得计算及说明结果因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数 (2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 齿宽b 宽高比。 2）计算实际载荷系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。由查表10-3得齿间载荷分配系数。由表10-4用插值法查得,结合 查图10-13可得。 则载荷系数为3）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，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模

17、数。由于齿轮模数m的大小主要取决与于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm并近计算及说明结果圆取整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取则大齿轮的齿数，取,两齿轮齿数互为质数。和互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 (3)计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取,而使大齿轮的齿宽等于设

18、计齿宽，即5.圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 计算变位系数和1） 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 从图10-21b可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2）分配变位系数由图10-21b可知，坐标点位于L17和L16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是。 3）齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件。4）齿根弯曲强度

19、校核m=2mm计算及说明结果小齿轮大齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6. 主要设计结论齿数，模数m=2mm，压力角，变位系数，中心距，齿宽。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径，做成实心式齿轮。4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动，低速级直齿轮传动，可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比传动误差传动误差在题目给定的允许速度误差±4%之内，符合设计要求。5. 减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计5.1.1高速轴的的结构设计一、输入轴的功率，、转速和转矩转速，功率，转

20、矩二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：径向力：轴向力：作用在高速斜齿轮轴上的力计算及说明结果三、初步估算轴的最小直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响，四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。轴段1主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取，则：。根据国标GB/T4323-2002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径，因此

21、选取轴段1的直径为。半联轴器轮毂总长度（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm，轴段1总长为。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位, 套筒。则此轴段的长轴段4：过渡轴段，轴肩用

22、来轴向定位套筒，其高度，取，取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离，二级齿轮距箱体左内壁的距离，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定距离s,取，在轴承右侧有一套筒，已知二级输入齿轮齿宽为，则此段轴的长A0=112计算及说明结果轴段5：此段为齿轮轴段，此段的长。轴段6：此段为过渡轴段，同轴段4，取，取齿轮距箱体右内壁的距离，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定距离s,取，在轴承左侧有一套筒,则此段轴的长轴段7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为，取其直径。（3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面b

23、5;h=6mm×6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径为R1.0。五、求轴上载荷（1）画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承，。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R1计

24、算及说明结果（1）计算支反力（2）计算弯矩M （3）计算总弯矩 （4）计算扭矩T现将计算出的截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩 扭矩计算及说明结果六、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力为：根据选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第八版表151查得。因此，故安全。5.1.2中间轴的的结构设计一、中间轴上的功率 转速 转矩二、作用在齿轮上的力：高速级斜齿轮上：圆周力：径向力：轴向力：低速级主动直齿轮上： 三、初步估算轴的最小

25、直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，四、轴的结构设计（1）确定轴的结构方案：中间轴的轴承分别从两端装入，由套筒定位，其初步确定结构如下图作用中间轴上的力计算及说明结果（2） 确定各轴段的直径和长度：轴段1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段1总长为。轴段2：此轴段为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：。为保证高速级齿轮准确定位，应使

26、。轴段3:为定位轴颈，因为前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离，所以，取其直径为。轴段4：此轴段为支撑轴颈，用来安装低速级输入齿轮。其直径为保证轴长略小于毂长，所以， 轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，参考高速轴，轴段5的轴长。（3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按，由表6-1查得平键截面b×h=8mm×7

27、mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。同时为了保证斜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H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为C1，轴段3轴肩处圆角半径R为1.2，其余轴段轴肩处圆角半径为R1。五、轴的校核： 校核方法如前文所述。5.1.3低速轴的的结构设计一、低速轴（即输出轴）的功率、转速和转矩功率，转速，转矩各轴段直径和长度斜齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6计算及说明结果二、作用在从动直齿轮上的力：三、初步估算轴的最小直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为2

28、17255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响低速轴（输出轴）最小直径是用于安装联轴器处轴的直径，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，查表14-1，根据工作情况选取，则根据国标GB/T4323-2002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT7,孔径，半联轴器轮毂总长度（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为，A型键槽。因此选取轴段1的直径为。四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：低速轴（输入轴）只需要安装一个齿轮，由两个滚动轴承支撑，初定其结构如下图所示。轴段1:配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为。为保证定位要求，半联轴

29、器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm，轴段1总长为。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,使。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴段3和7:为支撑轴颈，用来安装轴承。为了保证定位轴肩有一定的高度取h=4.5mm，使直径。预选轴承型号为6011的深沟球轴承。宽度；为保证轴承的轴向固定，使用套筒定位，套筒。则此轴段的长。轴段4：轴段4为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,使作用在低速轴上的力计算及说明结果轴段6：轴段6为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度, 。轴段6长度应少于齿轮轮

30、毂长度，已知二级输出齿轮齿宽为，使轴段5：其轴环用来确定齿轮的轴向固定，为了保证定位轴肩有一定的高度，直径轴环宽度。取。为保证齿轮啮合良好以及定位要求，参考中间轴的轴长确定、（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm。同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按，由表6-1查得平键截面b×h=18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。同时为了保证齿轮与轴配合有良

31、好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，确定轴端倒角与各轴肩处圆角半径。五、轴的校核： 校核方法如前文所述。5.2键的选择与校核5.2.1高速轴上键联接的选择前面已确定键截面b×h=6mm×6mm，键槽长30mm。选取键长，键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。由计算公式可得： 可见键的挤压强度满足要求。5.2.2中间轴上键联接的选择（1）从动斜齿轮的键联接1）键联接的类型和尺寸选

32、择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。前面已确定键截面b×h=8mm×7mm，键槽长28mm 。选取键长。半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6设计及说明结果2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。由计算公式可得：可见联接的挤压强度满足要求。（2）小齿轮键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。前面已确定键截面b×h=12mm×

33、8mm，键槽长48mm 。选取键长。2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。由计算公式可得： 可见联接的挤压强度满足要求。5.2.3低速轴上键联接的选择（1）从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。前面已确定键截面b×h=18mm×11mm，键槽长43mm 。选取键长。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。由计算公式可得

34、： 可见联接的挤压强度满足要求。计算及说明结果5.3轴承的的选择与寿命校核一、高速轴的轴承选择与寿命校核已知： 轴承预期计算寿命：，轴的转速为 查机械设计手册可知角接触球轴承7205AC的基本额定动载荷求两轴承受到的径向载荷和；将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。计算及说明结果 、分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；、分别为左右轴承的径向载荷。(3) 求两轴承的计算轴向力和 对于7205AC型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力， 查表13-5得， 。则： 按式13-11得（4）求当量载荷、计算及说明结果由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷

35、系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6， 故左右轴承当量动载荷为： 因为，所以按左边轴承的受力大小验算：故所选角接触球轴承7205AC可满足寿命要求。二、中间轴的轴承的的选择与寿命校核。由前面计算结果可知作用在中间轴上的力有高速级从动斜齿轮上：， 低速级主动直齿轮上：，选择轴承型号为7205AC，其计算校核过程和高速轴轴承的的选择与寿命校核的步骤相类似，详细过程略。三、低速轴的轴承选择与寿命校核由计算结果可知作用在低速轴上的力有，轴承预期计算寿命：，轴的转速为。查机械设计手册可知轴承型号为6011的深沟球轴承的基本额定动载荷计算比值查表13-5得 X=1，Y=0。查

36、表13-6根据工作状况，选取高速轴所选轴承为角接触球轴承7205AC中间轴所选轴承为角接触球轴承7205AC 计算及说明结果故轴承型号为6011的深沟球轴承安全，符合设计要求。6. 箱体的设计6.1箱体附件1视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，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。2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。3油

37、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。4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。5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。6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。7吊钩：在机盖上直接铸出起吊孔，用以起吊。低速轴轴承型号为6011的深沟球轴承6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=8mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=7mm<8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取25mm地脚螺钉直径df0.036a+12=