二级斜齿轮减速器说明书

1、 . . . 机械设计课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计学生 兴壮学号指导教师评语与成绩指导教师签名：年 月 日答辩评语与成绩答辩教师签名： 年 月 日教研室意见总成绩：室主任签名：年月日27 / 32摘 要本次课程设计是设计一个二级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的四种方案，选择c方案，做为设计方案。设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速围，进而选出所需要的最佳电动机。计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。对传动件的设计，先设计齿轮，从高速机齿轮设计开始，根据功率要求、转速

2、、传动比，与其其他要求，按齿轮的设计步骤设计，最后确定齿轮的齿数，模数，螺旋角等一系列参数。本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，。提高齿根的弯曲强度，齿面的接触疲劳强度，但是斜齿轮会产生轴向力，可采用推力轴承进行消除。之后设计齿轮的结构，按机械设计所讲的那样设计，按同样的方法对低速级进行设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径与其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向与周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。这个过程包

3、括一般强度校核和精密校核。并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。设计过程中主要依据课程设计，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。关键字：减速器 齿轮 轴 轴承 键 箱体目 录摘要I1 课程设计任务11.1 课程设计的目的11.2 课程设计要求11.3 课程设计的数据12 设计方案拟定与说明22.1 组成22.2 特点22.3 确定传动方案22.4. 选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）23 电动机选择33.1选择电动机的类型33.2 传动装置的总传动比与其分配53.3 计算传动装置的运动和动力参数54 齿轮的设计74.1高速级齿轮传动的设计计算7 4.

4、2低速级齿轮传动的设计计算115.轴的拟定15 5.1联轴器的设计与选择15 5.2初选滚动轴承的类型与轴的支承形式17 5.3轴承盖的结构17 5.4滚动轴承的润滑与密封17 5.5确定齿轮位置和箱体壁线176、轴与滚动轴承的设计、校核计算18 6.1低速轴的设计18 6.2低速轴的校核197.键的设计计算与校核21 7.1键的设计计算与校核218.箱体结构的设计22 8.1箱体结构的设计22结论25参考文献261 课程设计任务1.1 课程设计的目的该课程设计是继机械设计课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：（1）综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固

5、和拓展所学的知识（2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。（3）通过设计计算、绘图以与运用技术标准、规、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。1.2 课程设计要求1.两级减速器装配图一（A1）2.零件工作图两(A3)3.设计说明书一份1.3课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计工作条件：运输机连续单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动, 两班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为5%。卷筒直径D=380mm，带速=1.95m/s, 带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵

6、引力）F=3.0KN2 设计方案拟定与说明2.1 组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。2.2 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。2.3 确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4. 选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）图2-1传动装置总体设计简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。3 电动机选择3.1选择电动机的类型电动机选择包括选择类型、结构

7、形式、容量（功率）和转速，并确定型号。3.1.1电动机类型和结构形式选择工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。常用的是封闭式Y（IP44）系列。3.1.2选择电动机容量选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不

8、会过热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定：1） 工作机所需功率工作机所需功率应由机器工作阻力和运动参数计算确定。已知输送带速度（m/s）与卷筒直径D（mm），则卷筒轴转速nw为：= r/min=98r/min （3-1）已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F(N)和输送带速（m/s），则卷筒轴所需功率为：= kw= kw=5.85 kw （3-2）2)电动机的输出功率电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：=0.86 （3-3）式中，正、为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率，由表2-4查的其数值为：弹性联轴器 =0.99、滚动轴承=0.99、圆柱齿轮传动=0.97、卷筒滑动轴

9、承 =0.96。2） 电动机的输出功率为：= kw= kw6.80kw （3-4）3） 确定电动机额定功率根据计算出的功率可选定电动机的额定功率。应使等于或稍大于。故，按表20-1选取电动机额定功率=7.5 kw3.1.3电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选围。由表3.1查的单级圆柱齿轮传动比围=36,则电动机的转速可选围为：=1146.64586.4 r/min （3-5）可见同步转速为1500r/min、3000r/min的电动机均符合。表3.1 方案对比表方案电动机型 号额定功率（kw）电动机（r/min）电动机质量（kg）电动机装置的传动比同 步满 载总传动比高速

10、级传动比低速级传动比1Y132M-47.5150014408113.094.093.22Y132S2-27.5300029007026.365.864.5方案一与方案二比较，方案二传动比大，传动装置的结构尺寸较大。因此，易采用方案二，选定的型号为Y132M-4。3.1.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸图3-1表3.2 方案对比表电动机型号HABCDEFGDGKABADACHDAABBHALY132M13221617889388010833122802101353156023818515由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列上表。3.2 传动装置

11、的总传动比与其分配对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配：（3-6）方案一：总传动比为： （3-7）取低速级传动比=1.3，而= 则传动比为：=4.37 ， =3.36 （3-8）所得传动比符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数围。3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴转速n(r/min)传动装置的各轴转速为：=1440 r/min （3-9） （3-10） （3-11）3.3.2 各轴输入功率P(kw)各轴输入功率分别为：=7.5kw（3-16） （3-12）=7.50.99 kw=7.425kw （3-13）=7.50

12、.990.990.97kw=7.13kw （3-14）7.130.990.97kw=6.85kw （3-15）3.3.3 各轴输入转矩T()各轴的输入转矩分别为： （3-16） （3-17） （3-18） （3-19）表3.3 方案对比表项目电动机高速轴中间轴低速轴转速（r/min52110功率（kw）7.57.4257.136.85转矩（）传动比14.694.373.36效率0.990.98010.96014齿轮的设计本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，。提高齿根的弯曲强度，齿面的接触疲劳强度，但是斜齿轮会

13、产生轴向力，可采用推力轴承进行消除。设计齿轮的要：（1）高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；（2）齿面由较高硬度、耐磨性；（3）轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮的设计按下述步骤：4.1高速级齿轮传动的设计计算1.选齿轮类型、材料、精度等级与齿数。（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（2）选择齿轮材料与热处理；高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。大齿轮选用钢调制，齿面硬度为240HBS（3）选择齿轮精度等级；按GB/T100951998，选择7级。（4）选择齿轮齿数；、互为质数（相啮合齿对磨损均匀，传动平稳）

14、，闭式=2040，硬齿面故取小齿轮齿数=22，大齿轮齿数=224.37=95.92，取=97。（5）选取螺旋角；初选螺旋角=。 2按齿面接触强度设计计算；（4-1）（1）确定公式各参数的值:试选载荷系数=1.6查课本图10-30选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26查得齿轮端面重合度则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =6014401（2830010）h=4.147210h （4-2）N=(4.37为齿数比,即4.37=) （4-3）查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=0.90 K=1.01查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1查课本表10-6查得弹性影响系数=

15、189.8查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.90600MPa=540 （4-4）=1.01550=555.5 （4-5）许用接触应力（4-6）T=95.510=4.924210 （4-7）(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得：=43.71mm （4-8）计算圆周速度。3.30m/s （4-9）计算齿宽b和模数。计算齿宽b： b=143.71mm=43.71mm （4-10）计算摸数m： =（4-11）计算齿宽与高之比。齿高h:

16、h=2.25 =2.251.930mm=4.34 （4-12） =10.07 （4-13）计算纵向重合度。=0.318=1.74 （4-14）计算载荷系数Ka)查课本表10-2查得使用系数=1.25b)根据,7级精度,(互换性表10-10)； 查课本由图10-8得动载系数K=1.12；查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.418c)查课本由表10-13得: K=1.38查课本由表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K=1.251.121.41.418=2.78 （4-15）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=43.71=52.55（4-16）计算模

17、数=（4-17）3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（4-18）确定公式各计算数值计算载荷系数KKKK=1.251.121.41.382.70 （4-19）螺旋角系数根据纵向重合度=1.647，从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数（4-20）（4-21） 查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数2.65 2.18 应力校正系数1.581.79 工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数:N=4.147210h 大齿轮应力循环次数: N=查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K

18、=0.85 K=0.88 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。=（4-22）=（4-23）计算大、小齿轮的并加以比较（4-24）（4-25）大齿轮的数值大.所以选用大齿轮. 设计计算 计算模数（4-26）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm，已可满足弯曲疲劳。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径52.55来计算应有的齿数.于是由:z=25.5 （4-27） 取z=25,那么z=4.3725=109.25.取 z=109 . 4. 几何尺寸计算计算中

19、心距 a=138.10（4-28）将中心距圆整为138按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（4-29）因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大、小齿轮的分度圆直径d=51.49（4-30）d=224.51（4-31）计算齿轮宽度B=（4-32）圆整后取 4.2低速级齿轮传动的设计计算1.选齿轮类型、材料、精度等级与齿数。（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（2）选择齿轮材料与热处理；高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。大齿轮选用钢调制，齿面硬度为240HBS（3）选择齿轮精度等级；按GB/T100951

20、998，选择7级。（4）选择齿轮齿数；、互为质数（相啮合齿对磨损均匀，传动平稳），闭式=2040，硬齿面故取小齿轮齿数=25，大齿轮齿数=253.36=84。（5）选取螺旋角；初选螺旋角=。 2按齿面接触强度设计计算；（4-33）（1）确定公式各参数的值:试选载荷系数=1.6查课本图10-30选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26查得齿轮端面重合度则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60329.5201（2830010）h=0.94910h （4-34）N=(3.36为齿数比,即3.36=) （4-35）查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=0.95 K=0.9

21、8查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1查课本表10-6查得弹性影响系数=189.8查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.95600MPa=570 （4-36）=0.98550=539 （4-37）许用接触应力（4-38）T=2.06610 （4-39）(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得：=76.59mm （4-40）计算圆周速度。1.32m/s （4-41）计算齿宽b和模数。计算齿宽b： b=176.59mm=76.59mm （

22、4-42）计算摸数m： =（4-43）计算齿宽与高之比。齿高h: h=2.25 =2.252.97mm=6.69 （4-44） =11.45 （4-45）计算纵向重合度。=0.318=1.980 （4-46）计算载荷系数Ka)查课本表10-2查得使用系数=1.25b)根据,7级精度,(互换性表10-10)； 查课本由图10-8得动载系数K=1.03；查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.418c)查课本由表10-13得: K=1.38查课本由表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K=1.031.251.41.418=2.56 （4-47）按实际载荷系数校正

23、所算得的分度圆直径d=d=76.59=89.58（4-48）计算模数=（4-49）3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（4-50）确定公式各计算数值计算载荷系数KKKK=1.251.031.41.382.49 （4-51）螺旋角系数根据纵向重合度=1.8236，从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数（4-52）（4-53） 查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数2.56 2.24 应力校正系数1.60 1.78 工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数:N=0.94910h 大齿轮应力循环次数: N=查课本由表10-20c得到弯曲

24、疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.88 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。=（4-54）=（4-55）计算大、小齿轮的并加以比较（4-56）（4-57）大齿轮的数值大.所以选用大齿轮. 设计计算 计算模数（4-58）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径89.58来计算应有的齿数.于是由:z=34.76 （4-59） 取z=34,那么z

25、=3.3634=114.24.取z=115 4. 几何尺寸计算计算中心距 a=191.95（4-60）将中心距圆整为192按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（4-61）因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大、小齿轮的分度圆直径d=87.62（4-62）d=296.38（4-63）计算齿轮宽度B=（4-64）圆整后取 5.轴的拟定5.1联轴器的设计与选择5.1.1类型选择联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递

26、的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。5.1.2联轴器的设计计算5.1.2.1高速轴的联轴器的选择已知=7.425kw =1440r/min =49242.1875Nmm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查机械设计课程设计得电动机型号为Y132M-4的D=38mm。查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为：= （5-1）联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为: （5-2）因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计，选取HL3联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm。所以高速轴的最小直径为30mm.HL3联

27、轴器GB5014-85 主动端=38mm，Y型轴孔，L=82mm,A型键槽； 从动端=30mm,Y型轴孔，L=82mm，A型键槽。5.1.2.2低速轴的联轴器的选择已知=6.85kw =98r/min =667.53Nm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为：= （5-3）联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为: （5-4）因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计，选取选取HL4联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm。所以低速轴的最小直径为48mm.HL4联轴器GB5014-85 主动端=48mm，Y型轴孔，L=1

28、12mm,A型键槽；5.2初选滚动轴承的类型与轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法，轴的支承结构可分为三种基本型式，即两端固定支承，常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，两个轴承各限制轴载一个方向的轴向移动；一端固定、一端游动支承，用于跨距较大且工作温度较高的轴，其热伸长量大；两端游动支承，对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用，它们的轴承外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴向相对机座由过顶的轴向位置，而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，常采用两端固定支承。因为采用斜齿轮轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选

29、用圆锥滚子轴承，轴承圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有适当的轴向间隙，以补充工作时轴的热伸长量。对于可调间隙的圆锥滚子轴承，则可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承游隙，以保证轴系的游动和轴承的正常运转。5.3轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。采用凸缘式轴承盖。5.4滚动轴承的润滑与密封根据课程设计书适用于脂润滑和油润滑的dn值界限（表值），因为采用圆锥滚子轴承所以本次设计轴承采用脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，所以在轴承侧设置封油盘。在减速器的输入轴与输出轴的

30、外伸端，应在轴承盖的轴孔设置密封件。5.5确定齿轮位置和箱体壁线箱座壁厚=10mm；=12mm;=10mm;=10mm; =12.5mm;=41.745；=40mm;=20mm;=68mm;=180mm;=246mm.6、轴与滚动轴承的设计、校核计算6.1低速轴的设计1.已知=6.85kw =98r/min =667530Nmm；选取轴的材料为45钢，调制处理；轴的最小直径是联轴器的直径，所以低速轴的最小直径确定为48mm。2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=296.38而 F= （6-1） F= F（6-2） F= Ftan=4503.5tan14.06N1127.9N （

31、6-3）3.轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312型，其尺寸为,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30312型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承

32、之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为90mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高6,取.轴环宽度,取b=12mm. 轴承端盖的总宽度为32mm(由减速器与轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体壁之距离a=12.5,两圆柱齿轮间的距离4=12.5mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体壁一段距离3,3=10mm;已知滚动轴承宽度B=313.5,高速齿轮轮毂长L=90,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。传动轴总体设计结构

33、图如图6-1至图6-3所示: 图6-1 低速轴图6-2 高速轴图6-3 中间轴6.2低速轴的校核1.求作用在齿轮上的力已知中间轴大齿轮的分度圆直径为=296.38 F=4503.5N =1689.8N =1127.9N2.从轴的载荷分析图可以判断 危险截面在C处，现将计算出的截面C处的、 的值列于下表表6.1 对照表载荷水平面H垂直面V支反力F(N)=2346.7 =2156.8=1960.1 =-270.3弯矩M(Nmm)=301700=131300=-53750总弯矩扭矩T(Nmm )6675306. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据：=MPa （6-4）前已选轴材料为45钢，调质处理。

34、查课本表15-1得=60MP 此轴合理安全输出轴的载荷分析图:7.键的设计计算与校核7.1键的设计计算与校核选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 中间轴：d=48mm d=45mm 低速轴： d=60mm查课本表6-1取：中间轴：14X9X45 14X9X80 低速轴：14X9X63校和键联接的强度 查课本表表6-2得 =100120MP取=100MPa键工作长度中间轴：45-14=31 80-14=66低速轴：63-14=49键与轮毂键槽的接触高度中间轴： K=0.5 h=5 K=0.5 h=5MPaMPa低速轴：K=0.5 h=6两者都合适8.箱

35、体结构的设计8.1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为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

36、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M6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与油面稳定之处。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与装配精度，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