二级变速器课程设计模板

1、1 / 26 学号 20110207070 姓名 邓一伟 班级 机自七班 根据设计任务书确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力 参数；传动零件及轴的设计计算；轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择及计算；减速 器箱体结构及其附件的设计；绘制装配图和零件工作图；编写设计计算说明书；进行总结 和答辩。 每个学生都应完成以下工作： （1） 减速器装配图1张（A0图纸）箱体（A1图纸） （2） 其余全部零件图。 （3）设计计算说明书1份 选择v带传动和二级圆柱直齿轮减速器 传动装置的总效率： a 二联 带 滚4 齿2 =0.96 0.99 0.984 0.972 0.96= 0

2、.8 联为齿式联轴器传动效率， 带为V带传动效率，滚为滚动轴承效率, 齿为8级精度齿轮传动（稀油润滑）的效率。 2、电动机的选择: 2 / 26 滚筒工作装置所需功率：Pw二二3.6 0.83 1000 = 2.88KW，电动机所需的输出功率 1000 103 为：pd 上二288 =3.6kw na 0.8 因载荷平稳，电动机额定功率 Pw只需略大于 Pd即可，按电动机参数手册选择电动机的额 定功率pm为4kw. 卷筒轴为工作轴，其转速为： 60 103vw 6000 0.8 ,. nw 27.79 r/min nD 3.14550 查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围： V带传动比

3、范围h =2 4,二级圆柱齿 轮传动比范围i2 =8-40，贝U总传动比范围应为 ,2 84 40 ,可见电动机转速的可选范 围是 n 二 i nw =（16160） 27.79 二 444.644446.4 r/min 查阅机械设计手册，符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min、1500r/min、 3000r/min五种电机，综合考虑电动机以及传动装置的尺寸、重量和价格、带传动和减速 器的传动比，选定型号为 Y112M-4额定功率4kw、同步转速1500r/min，满载转速 nm=1440r/min 的电动机。 方案 电动机 型号 额定 功率 Pm/ kw 电动机转速

4、r/min 电动 机重 量kg 4 参考 价格 元/个 传动装置的传说比 1 Y112M-4 4 同步转 速 r/min 满载转 速 r/min 43 总传 动比 V带 传动 减速 器 1500 1440 （表 2-1 ） 电动机示意图 3 / 26 中 心 高 外形尺寸 LX (AC/2 + AD) X HD 地脚 安装 尺寸A X B 地脚 螺栓 孔直 径K 轴伸 尺寸 DX E 装键部 尺寸FX GD (表 2-2) 3、确定传动装置的总传动比和分配级传动比: (1)传动装置总传动比 .nm 1440 i nw 27.79 (2)分配传动装置各级传动比 为使V带传动的外轮廓尺寸不至过大，

5、取传动比 i带=3 则减速器传动比 i 二邑82 =17.27 3 根据二级开始圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件 分配传动比，常取h =(1.31.6) i2, i,、i2分别为减速器高速级和低速级的传动比。 取 h (1.4) i2，1.4i2 i2=1.4i2 -17.27， h=2.51 1.4=4.92 i3.51 4、计算传动装置的运动和动力参数 (1) 各轴转速 I 轴 n=匹 二14电0 =480r/min i带 3 U轴 n2 = = -48P 97.56r/min ig1 4.92 川轴 n97 = 27.795 r/min 3.51 工作轴

6、 入二n3 =27.795 (允许运输带速度误差为土 5% ) (2) 各轴输入功率： I轴 5 = pd 带=3.6 0.96 =3.46KW kw nW p2 二 p1 滚齿=3.46 0.98 0.97 =3.29KW 川车由 P3 =P2 滚齿=3.29 0.98*0.97 =3.13KW 卷筒轴 Pw 二伍齿联=3.13*0.98* 0.99 =3.04kw = 51.82 4 / 26 (3) 各轴输入转矩 Td =9550 虫=9550*_3.6 =23.86N M Nm 1440 I轴 T1 =Td i0 0 =23.86 3 0.96 =68.72N M U轴 T2 =T1

7、心.12 =68.72 4.92 0.98 0.97 = 321.40N M 川车由 T3 = T2 i2 小 23 = 321.40 汉 3.5111.固带型不合适.须选择稍大的A型V带.5 / 26 确定小带轮：查阅机械设计手册-V带轮最小基准直径及基准系列表，取小带轮直径 di =125mm 确定大带轮直径：d2=idi(1-；)取弹性滑动率；=0.01 ,d2 = 3 125 (1 - 0.01) = 371.25mm， 查阅机械设计手册-V带轮最小基准直径及基准系列表可知：d2 = 375mm,实际传动比 % = 480-475.25 “，对于带式输送装置，转速误差在 一 5%范围内

8、事允许的。 480 验算带速 v : v 3.14 125 1440 =9.42m/s，在规定的 5m/s v 25m/s 范围内， 601000 60 汉 1000 合理。 初选中心距：0.55 d1 d2宀 h a0三 2 d1 d2 ，带入数据得 0.55125 375 8 空 a0 z 2 125 375 . 283 乞 a0 1OOO，取 a =600mm 初选长度： L0 2a0 d1 d2 一 =2 600 314 125 375 375 一125 二 2011.04mm选择 V 2 4a0 2 4 600 带所需的基准长度：查阅机械设计手册-V带基准长度系列(GB/T11544

9、-1997)，取 Ld = 2240mm (标记为:A 2240 GB/T11544-1997 ) 实际中心距 a : 2L -二 d1 d2 2L -二 d1 d2 2 -8 dd1 2 a = 8 2 2240-3.14 125 375 2 2240-3.14 125 375 F -8 375-125 2 - 8 -716.60 验算小带轮包角 a1: a 二 180。_ d2 _d1 =180。_375 _125 57.3 =160.01 120 ，经验算， a 716.60 小带轮包角 a1取值合理。 计算单根V带的基本额定功率 p1 :根据 d1 = 125mm 和 n = 1440

10、r/ min 查表，取得A型V带 的 p0 =1.93kw 额定功率的增量 祁1 :根据 m =1440r/mi n 和 i=3，查阅机械设计手册，取得A型V带的 二口 =0.17kw 计算V带根数z:根据包角a1 =160.01，查阅机械设计手册-小带轮包角系数 ka，取值 ka =0.95,根据Ld = 2240mm，查阅机械设计手册-带长修正系数 Ki，取值 K1.06， d2 375 i d；十 =125 0.01 =3.03，从动轮实际转速n2二 1440 - =475.25r/min，转速误差 3.03 6 / 26 Pc P1 卩1 KaKL 4.68 1.93 0.17 0.9

11、5 1.06 -2.2 取 z=3 根 7 / 26 确定单根V带的预紧力 Fo: Fo = 500FC 25J+mu2 =500H取最小值代入，故-H J - 491Mpa 中心距 取 a 二 202mm。 1.79 68.72 103 0.3 4.92 二 3 a -i 1 8 / 26 二F2 -；土 -101.96 214 =83.28Mpa ： LF2 ，安全 YF1 2.62 周速度: （第二对齿轮） 选择材料及确定许用应力： 小齿轮选用40MnB调质处理，齿面硬度为 260HBS 大齿轮选用35SiMn,调质处理，齿面硬度为230HBS 查阅机械设计手册得，匚HT =700Mpa

12、，匚Hlim4=540Mpa，S1.1,故 636Mpa 1.1 540 491Mpa 1.1若取乙=25 ,(乙=2040 )贝 U 乙2=专=25 4.92 =123 ，取 z2 =123。 法向模数 查阅机械设计手册 中心距 几何参数： 分度圆直径 mn(0.01 0.02)a(0.01 0.02) 202 = 2.02 4.04mm， GB/T1357-1987)，取标准模数 m = 2.25 a n Z P 25 123；= 166.5mm 2 2 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 di =mz =2.25 25 = 56.25mm d2 二 mz2 =2.25 123

13、= 276.75mm ha 二 mh* = 2.25 1 = 2.25mm hf =m1 0.25 =1.25m =1.25 2.25 = 2.81mm da1 = d1 2馆=56.25 2 2.25 = 60.75mm da2 =d2 2ha -276.75 2 2.25 = 281.25mm df1 B -2hf =56.25-2 2.81= 50.63mm df2 =d2-2hf =276.75-2 2.81 =271.13mm b= aa =0.3 166.5 = 49.95mm 取 b2 =50mm，则 by = 55mm。 验算齿根弯曲强度： 查阅机械设计手册，得齿形系数 丫尸1

14、 =2.62 , 丫尸2 =2.14,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮 计算 F1 2 KT1 YF bm2 3 2 1.79 68.79 10 2.62 2 50 2.25 25 =101.96Mpa : -FJ 齿轮的圆 二 dg 3.14 56.25 480 60 1000 一 60 1000 = 1.41m/s，可选用8级精度 H lim 3 SH H lim 4 SH H 3 9 / 26 查阅机械设计手册得，；十讪3 =240Mpa，二F讪4 “80Mpa SF =1.3 , 按照齿面接触强度设计 l； F 3 m3 24=i85Mpa 1.3 SF L F4 = SF =1 =13

15、8Mpa 1.3 由表 4-1 知：n2 =97.56r/min 查阅机械设计手册，取载荷系数 K =1.79 H取最小值代入，故H J - 491Mpa 中心距 3 T2 =321.40 N.m =321.40 10 N .mm 齿宽系数：a =0.3 , 2 取 a = 290mm。 若取 z；3 =35 z3 =2040， 模数 X- - ai 3351221= 284.61mm 491 0.3 3.51 查阅机械设计手册 则 z4 二 z3i3 二 35 3.51 =122.85，取 z4 =123。 二 0.01 0.02 a = 2.9 5.8 (GB/T1357-1987)，取标

16、准模数 m=3 中心距 几何参数： 分度圆直径 齿顶高 齿根高 a z3 z4 =3 35 123 = 237mm 2 2 d3 = mz3 =3 35 =105mm d4 = m 乙=3 123 = 369mm ha = mh 3.5 1 = 3.5mm hf = m 1 0.25 =1.25m =1.25 3 = 3.75mm 齿顶圆直径 da3 二 d3 2ha =105 2 3 = 111mm da4 二 d4 2也二 369 2 3 = 375mm 齿根圆直径 df3 二d3-2hf =105-2 3.75 = 97.5mm df4 =d4 -2hf =369-2 3.75 = 36

17、1.5mm 取 b4 =75mm，则 b3 =80mm。 验算齿根弯曲强度： 查阅机械设计手册，得齿形系数 丫尸3 =2.45,漳4 =2.14,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮 计算。 a _ i 1 ai 10 / 26 d _21.2 1.05 = 22.3mm 取 dmin =25mm 周速度: 2 KT2YF 二 F3 2 bm z 3 2 1.79 321.4 10 2.45 2 75 3 35 =119.32Mpa L F 齿轮的圆 二F4 也=119.32 214 =104.22Mpa ： 4F2,安全 YF3 2.45 二 d3n2 3.14 105 97.56 u = _ =

18、 _ 60 1000 60 1000 =0.54m/s，可选用8级精度 7. 传动轴承和传动轴的设计 A输入轴的及强度校核： 由前面计算可知： n480r/min，p3.46kw， T 68.72N.m。 (1 )材料选择，确定许用应力 材料选择 45,调质处理。查表 7-1 知，匚B=750MPa，查表 t AJ-75MPa 7-12 知， (2)计算基本直径 查表 7-11，C=110 (轴端弯矩较小) d _C3 n1 = 110汇翠篇=21.2mm。 由于安装安装带轮处有键槽，故加大 5%则 11 / 26 (3)、确定各轴段尺寸 7-1输入轴结构图 a、确定各轴段直径 段：d25mm

19、，估算。 段：d2 =35mm，根据油圭寸标准。 段：d40mm，与轴承 6308 配合（根据机械设计课程设计简明手册表 8-23 初选深沟球轴承 6308）。 段： d4 =50mm，大于 40,轴承的正确安装条件。 段： d60.75mm，高速级齿轮 1 的顶圆直径。 段： d7=50mm，大于 40,减少加工量便于挡油环的安装。 段：d? =40mm，与轴承成对使用，与 3 段相同. b、确定箱体内宽度，箱体内宽由于有旋转件，两侧留 20mm 考虑到铸件 不精确， 要将内宽尺寸圆整， 因为齿轮 2 的宽度为 50mm 齿轮三的宽度 为 80mm中间轴轴肩 15mm 输出轴轴肩 15mm

20、故箱体的内宽为： W =20 50 15 80 20 15 =200mm C、确定各轴段长 段：h =60mm，根据联轴器段直径 25mm 初选联轴器的长度 62mm,（根 据机械设计课程设计简明手册表 7-22,初选联轴器凸12 / 26 缘联轴器，型号为 GYH2)13 / 26 段： =53mm。（外露尺寸 30mm 箱体 60mm 挡油环深向箱体 10-轴承 6308 宽度 23-轴承外伸 2mm 挡油环轴向 2mm） 段：i35mm，深向挡油环 10mm 轴承宽度 23mm 轴承外伸 2mm 段：J =i03mm， 中间轴轴肩 15mm-2mml 齿轮 3 宽度 80mm 箱体间隙

21、20mm- 挡油环 10。 段：= 5 3mm，齿轮轮毂 53。 段：i 27 mm，箱体间隙 20mm 挡油环 10mm 挡油环伸向箱体尺寸长 度 2mm+轴轴肩 15mm 段：I? = 35 mm，挡油环 10mm 轴承宽 23mm+外伸 2mm。 总长度 I l2 l3 l4 l5 l6 l7 =366 d、各支撑点距离 轴承间距 IAB = 226mm 联轴器与左轴承的距离lk = mm （3）、校核轴的强度 轴上受力分析如图 图 7-2 轴1上的扭矩由表 4-1可知T, =68.72N.m 14 / 26 a、齿轮 圆周力 2T1 2x68.72x10 K1 Ft 1 2443.37

22、N d1 56.25 径向力 Fr2 =Ftta nan =2443.37 0.36 =879.6N 轴向力 Fa =0 带轮对轴的压力FM =850.65N 求危险截面弯矩，并绘制弯矩图 水平面如图7-3-c 水平面支反力 FAH =811.4n.m FBH =1632n 水平面弯矩 MDH =FAH .1 AD /1000 =811.37 151/1000 =122.5N.m 垂直面如图7 - 3-b 垂直面支反力 FAV 二 Fr1 Fr2 - 242.6 =1730.25 - 224.5 =1505.8N FBV =224.5N 垂直面弯矩 MAv = MD-MB - 145.3N.M

23、 M DV =M A M B = -217.7 M 合=145.3-217.7=-72.4n.m 合成弯矩如图7-3-d Me = M2DH M2合二 122.52 72.42 =142.3N.m 做扭矩图如图7-3-e T68.72N.m 15 / 26 由图可知危险截面在齿轮部位16 / 26 当量弯矩 取折合系数数:,-0.6，则 Me 二 M2C (aT)2 二 142.32 (0.6 68.72)2 148.1N.m 强度校核 打严-_3：148.1 灯 03 3 0.1 !二b一 . 0.1 75 d =27 q = 60.75mm，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图 见图7

24、- 3，轴的工作图见零件图纸 3 =27mm Mc=142.3N.m 17 / 26 图7-3轴的受力分析简图 B、输出轴的及强度校核： 由前面计算可知： n3 =27.795r/min , p3 =3.13kw , T3 = 1072.39N.m。 (2)材料选择，确定许用应力 材料选择 40Gr 钢，调质处理。查表 7-1 知，二B= 750MPa，查表 7-12 知， t AJ = 75MPa (2)计算基本直径 查表 7-11，C=110 (轴端弯矩较小) d 认馮=110江3S=53.1mm. 由于安装安装联轴器处有键槽，故加大 5%则 d 一53.1 1.05 = 55.8mm 取

25、 dmin =60mm (3 )、确定各轴段尺寸 T1 二6& 7： !N.m n A D 1T1 扭矩 18 / 26 7-4输出轴结构图 a、确定各轴段直径 段： d60mm，估算。 段： d2 =65mm，根据油圭寸标准。 段： d3 JOmm，与轴承 6414 配合（根据机械设计课程设计简明手册表 8-23 初选深沟球轴承 6414） 段： d4 =80mm，轴承正确安装条件。 段： d5=95mm，轴肩高度。 段： d80mm,与齿轮 4 内孔直径相同。 段： d? =7mm，与 3 段相同。 b、确定各轴段长 段：h =105mm，联轴器的长度 107，（根据机械设计课程设

26、计简明手册 表 7-22,初选联轴器凸缘联轴器，型号为 GYH7） i44mm。（外露尺寸 30mm 箱体 60mm 轴向箱体 2-轴承 6414 宽 度 42-轴承外伸 2mm） 段： 1 =44mm，轴承外伸 2mm 轴承宽度 42mm 段： l4 = 75mm 19 / 26 段: I5 = 15mm，轴肩宽度。 段：l 73 mm，齿轮 4 轮毂宽度。 段：17 = 69 mm , 总长度 l *2 I3 I4 - 5 6 7 8 =425 d、各支撑点距离 轴承间距 IAB =231mm 联轴器与左轴承的距离 L =mm （3）、校核轴的强度 轴上受力分析如图 n 盘 To AF 加

27、 rr FBV S f C ?B Mcv=110. 97 -A. 图 7-5 轴1上的扭矩由表 4-1可知T3 =1072.39N.m a、齿轮 圆周力 2T3 2 1072.39 103 Ft 3 5812.41N d4 369 径向力 F = Ft tan an 二 5812.41 0.36 二 2092.5 轴向力 Fa =0N 20 / 26 求危险截面弯矩，并绘制弯矩图21 / 26 垂直面如图7-6-b MCV 二 FAVAC/1000 =747.3 148.5/1000 = 110.97N.m 水平面如图7 -6-c FBH =Ft FAH =5812.41 2075.9 =37

28、36.5N MCH =FAH lAC/1000 =2075.9 148.5 10” =308.3N.m 合成弯矩如图7-6-d Me = .M2CV M2CH 二 110.972 308.32 =327.6N.m T3 =1072.39N.m 由图可知危险截面在齿轮部位 当量弯矩 取折合系数数-0.6，则 Me = M2e (aT)2327.62 (0.6 1072.39)2 722N.m 强度校核 d =45.8：a=80mm，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见垂直面支反力 F 1 AB 2092.5 82.5 = 747.3N FBV =Fr-FAv =2092.5 -747.3

29、=1345.2N 垂直面弯矩 水平面支反力 Ft1 CB 1 AB 58佗41 82.2075.9N 231 做扭矩图如图 7-6-e Me 0.1 4b 里辿=45.8mm 0.1 75 22 / 26 图 7- 6. 丹卫 Ffiv理 f C ?B | JkvllO. 97 垂宜而帥 弯陋 H C B b 23 / 26 图7-6轴的受力分析简图 C、中间轴的设计 由前面计算可知： 匕=97.56r/min , p2 =3.29kw , T2=321.4N.m。 （3 ）材料选择，确定许用应力 材料选择 45 钢，调质处理。查表 7-1 知，二B=650MPa，查表 7-12 知， v 丄

30、b 丨-60MPa （2）计算基本直径 查表 7-11，C=110 （轴端弯矩较小） d _C3 =110 3 97256 = 35.53mm。 由于安装安装联轴器处有键槽，故加大 5%则 d _35.53 1.05 =37.31mm。 取 dmin =40mm （3）、确定各轴段尺寸 如图 7-7 a、 确定各轴段直径 段：d40mm，估算，选择轴承 6308。 段：d50mm，根据轴承安装条件。 段：d3 =60mm， 段：d75mm，轴肩。 段：d5 =60mm，高速级齿轮 2 孔直径。 段：d6=40mm，与 1 段相同。. b、 确定各轴段长 段：h =25mm，轴承宽度 23mm+

31、外伸 2。 段：l25mm，箱体间隙 20mm+5 段：I3 =80mm,齿轮 3 的轮毂长度。24 / 26 段： I4 =15mm，轴肩 段: I 48mm，齿轮 2 轮毂 50mm-2m。 6 段: l6 omm， 总长度 l = l1 l2 l3 l4 l5 l6 I7 = 263mm d、各支撑点距离 (3)、校核轴的强度 根据经验，由于前面输入轴和输入轴的强度校核中强度均足够，根据中 间轴在整个传动过程中的作用，和受力性质可知道中间轴强度也足够。 8.轴承的选择与校核 对前面轴的设计计算初选深沟球轴承 6308、6213、6308 进行强度校核。 由前面轴计算可知，轴承所受径向力

32、= F2BV - F2B 224.52 16322 =1632N (输入 6308 轴承)6 I 轴承间距 I = 236mm 2 25 / 26 F= . F2BV F2BH13452 3736.52 = 3970.7 N （6213 轴承） Fa = 0N，转速 n=480r/min，轴颈 d=40mm （6308 轴承），Fa =ON，转 速 n=97.56r/min，轴颈 d=65mm （6312 轴承） Fa =ON，转速 n=27.795r/min，轴颈 d=40mm （6308 轴承） 使用寿命 10 年，两班制，每班八小时，则 Lh=58400h 按文献 8-9 表，冲击负荷系

33、数 fp=1.5 Pr =Fr Fp =879.6 1.5 =1319.4N （输入 6308） Pr 二Fr Fp =2092.5 1.5 =3138.8n （输出 6414） R = Fr Fp - 1 r60Lh nE J 查表 8-23 得 6308 轴承的基本额定动载荷 Cr=40800N，6414 轴承的基 的基本额定动载荷 Cr=140000 查表 8-14 得f1,查表 8-15 得f1，将 数据代入上式可得 1 60 58400 480 ? I 106 丿 故在规定条件，6308,6414 轴承可承受的最大径向载荷为 所选轴承合格。 9、平键的选择与计算 选择A型键， (1)

34、输出轴：D6 =80 L73mm 查表齿轮轴径处键b h = 22 14，因L 73，所以选择键 长L=63,轴槽深度9mm毂槽深5.4mm公差 +0.2, ； D1 =60 L1 =105 联轴器轴径处键 b h=28 16，因联轴器长l = 105mm,所以选择键长L=100,轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm 对于深沟球轴承 1 Cjs =P，Pr CJS =1319.4 = 15690Cjs1 =3138.8 1 60 58400 97.56 106 =21947N （ 6414 轴 40800N、 26 / 26 b/mm h/mm L/mm 齿轮键 22 14 63 27 / 2

35、6 联轴器键 28 16 100 (2) 齿轮处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力t p -120MPA , 键遇键槽接触长度丨，=L _b =63 一22 =41mm 3 p = T 4 1072.39 10 =93.41MP ：卜P I-120MPA dhl 80 x14x41 故此键能安全工作，键为 22 X 63 ( GB/T1096-2003). (3) 轴处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力丨p L 120MP , 键遇键槽接触长度 l，二 L b =100 28 二 72mm 故此键能安全工作，键为 22 X 100 (GB/T1096-2003)。 选择A型键， 中间轴

36、：D3 =60 L3 =80mm 查表齿轮轴径处键b h =18 11，因L6=80,所以选择键 长L=70,轴槽深度9mm毂槽深5.4mm公差+0.2, ；D5 =60 L 48 齿轮径处键b h=18 11， 因齿轮轴长l =48mm,所以选择键长L=36，轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm 5 6 7 b/mm h/mm L/mm 齿轮键 18 11 70 齿轮键 18 11 36 故此键能安全工作，键为 18X 36 ( GB/T1096-2003) 输入轴：D25 L60mm 查表联轴器轴径处键b h = 8 7,因 L60，所以选择键 长56，轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm

37、 b/mm h/mm L/mm 联轴器键 8 7 56 (8)轴处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力LpLl20MPA, 5 齿轮处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力!- p L 120MPA , 键遇键槽接触长度 l，二 L _b =70 一18 =52mm 3 匚p 二勺 4 321.41 10 =37MP ： LP I-120MPA dhl 60 11 52 故此键能安全工作，键为 18X 70 ( GB/T1096-2003). 6 齿轮键强度验算，查表5-72得许用挤压应力LpL120MPA, 键遇键槽接触长度= L -b =36 -18 =18mm 4T dhl 4 107

38、2.22 103 60 16 72 = 62MP ： t J-120MP A 4T dhl 4 321.4 103 60 18 18 = 66.1MP ： ： ：卜丄 120MP 28 / 26 键遇键槽接触长度丨，=L _b =56 一 8 =48mm 3 4T 4 68.72 10 :p 10.6MP ： P 120MP p dhl 25 7 148 故此键能安全工作，键为 8X 56 (GB/T1096-2003)。 10、箱体的机构设计 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， 大端盖分机体采用也配合. is6 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，

39、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6.3 - 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