同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器-设计说明书

1、xx大学机械设计制造及其自动化特色专业设计说明书专业班级：机械 班姓名：学号：指导老师：完成日期： 2017 年 12 月 23 日目录一、设计任务二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算及滚动轴承选择八、键联接的选择及校核计算九、箱体结构及减速器附件设计十、润滑方式及密封设计参考文献一、机械课程设计任务书题目：二级同轴式斜齿减速器（一）设计条件：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（一年300天）；3. 检修间隔期：四年一次大

2、修，两年一次中修，半年一次小修;4. 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V ;5. 运输带速度允许误差：士 5% ;6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（二）设计数据序号34运输带工作压力F/N3200运输带工作速度m/s1.2卷筒直径D/mm360注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑（三）设计内容1、CAD 减速器装配图一张（ A0 号图纸）；2、CAD零件工作图2张（A3号图纸，轴一张，齿轮一张）；3、手绘零件工作图 2 张（ A3 号图纸，轴一张，齿轮一张）4、设计说明书一份， 6000 8000 字。（四）设计时间和地点2017 年 12

3、 月 4 日 2017 年 12 月 22 日；广州大学，理科 南 309（五）主要内容1 、进行传动方案的设计（任务书中已规定） ；2、电动机功率及传动比的分配；3、 主要传动零部件的参数设计（带轮、轴、齿轮）；4、标准件的选择及校核计算；5、减速器结构、箱体各部分尺寸确定、结构工艺性设计；6、绘制装配底图；7、完成总状图和零件图的绘制；8 、整理和编写设计说明书。、传动方案拟定结果计算过程及说明由题目的要求决 定传动装置选用: 二级同轴式圆柱 齿轮减速器带式传输机原理图1电机；2、6联轴器；3箱体；4运输带；5滚筒传动装置相关零件的模拟初选:轴承：圆锥滚子轴承（脂润滑）；联轴器：弹性柱销联

4、轴器;传动零件：斜齿圆柱齿轮（7级精度）； 注：通用减速器齿轮的精度范围68级。三、电动机选择计算过程及说明结果选择电动机的类型考虑到为大多数机械厂使用,所以载重量不会太大，而且载荷较平稳。Y系列电动机为一般用途封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境不超过+40。相对湿度95%，海拔咼度不超过1000 m，额定电压380V，频率50 Hz，广泛适用于机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。所以，动力源选择 Y系列电动机。通过题目所给设计数据，工作拉力为F3200N、工作速度为V1.2m/ s。/步口 士甘口田工口丄厂丄二p仃仃

5、. /曰查机械课程设计手册得，圆锥滚子轴承效率i 0.99联轴器效率2 0.99斜齿圆柱齿轮传动效率（7级精度，油润滑）30.97 ；选择电动机的容量电动机所需工作功率为：PPwPd kw 工作机需要的工作功率：FvPw=kw1000(b)将（b）式代入（G式得；卩厂鳥传动装置的总效率为：242i 230.886所以，电动机所需功率FvP d = =4.334kw1000（3）计算电动机的转速范围计算滚筒的转速滚筒的直径D=360mm滚筒的转速nw60 1000vD总 效 率0.886Pd =4.334kw确定电动机的转速范围取二级圆柱斜齿轮减速器的传动比匚=8-40,故电动机转速的可选范围为

6、：n d = i 1 n=(8-40)63.7=(510-2548)r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，由表12-1，选定型号为Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率为5.5kw，满载转速nm 960 r/min ，同步转速1000r/min.nw=63.7r/mini 1 =8-40电动机参数：P 额=5.5Kw ;n满载=960r/min；n同步=1000r/mi n四、计算总传动比及分配各级的传动比计算过程及说明结果总传动比i 总=15.071由选定的电动机满载转速n m和工作机(滚筒轴)主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i总=n m/n w =

7、960/63.7=15.071分配各级传动比冋轴式二级圆柱齿轮减速器传动比分配推荐值为：i 1i 2贝叽取ii i2 寸总 J15.0713.9ii i2 3.9五、运动参数及动力参数计算计算过程及说明结果(1) 各个轴的转速I 轴的转速 n I =n m =960r/min;n 轴的转速 n n = =246.15r/mini高川轴的转速 n皿=63.12r/mini低(2) 各个轴的输入功率电动机轴Pd=5.5kWF总I轴的功率P5.445kWn轴的功率 Pn =5.229kW川轴的功率 Pn = 5.021kWn i =960r/minnn=246.15r/minn n =63.12r/

8、min卷筒轴功率Pv =4.92kW因为低速机齿轮承受的载荷大于高速级齿轮承受的载荷，所以设计 时只需保证满足低速级齿轮的疲劳强度，那么一定满足高速级齿轮的疲 劳强度的需求，则，设计时只需设计低速级的齿轮传动。P 5.445kWPn =5.229kWPm = 5.021kW六、传动零件的设计计算计算过程及说明结果低速级齿轮的设计：选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角20。 带式输送机为一般传动机器，选用7级精度。 选择小齿轮材料为：40Cr(调质，齿面硬度280HBS ;大齿轮材料为：45钢(调质，齿面硬度240HBS。 选小齿轮齿数 Z1 =20

9、;贝U,大齿轮齿数Z2Z1 i178 ；Z278则齿数比u 3.9;zi 20 初选螺旋角14 ;按齿面接触疲劳强度设计3 1.|2KtTi u 1 ,ZhZeZZ、2dit J( r ,)dU h 试选Kt = 1.6 ; 计算小齿轮的转矩z1 = 20;z2 = 78 ;=14Kt = 1.6;（j）d = 1;ZH = 2.433T2 =9550 P =202.85N/m n?选取齿宽系数d 1查表得，区域系数Zh2.433查的材料的弹性影响系数Ze189.8 MPa2;T1 =202.85N/m1ZE=189.8Mpa2计算接触疲劳强度用重合度系数arcta ntan ncosarct

10、an tan 20 cos 14t 20.56220.562+ cos31.408at1 31.408斗arcc as | 孔 cos «r/l 孔斗肋；cos P l23.9971.619吃1 tan1.5870.717at2 23.9971.6191.587计算螺旋角系数Z 、cos < cos 140.985计算接触疲劳极限许用应力 查的小齿轮接触疲劳极限Hlim 1600Mpa；大齿轮接触疲劳极限Hlim 2550Mpa； 计算应力循环次数8N 1=60n 2 =60 X246 X1 x(2 X8 X300 X8) =5.7 X10Ni8N 2 = =1.5 X10i2

11、贝U,查的小齿轮的接触疲劳寿命系数K 1-0.93 ;大齿轮的接触疲劳寿命系数K 2=0.95 ; 取失效概率为1%,安全系数S1，则得P,K HN1 H lim 1 八小小、一小 ch 1 =0.93 X600=558 MPa ；S_K HN 2 H lim 2-八一、/一一小八小rH 2 -=0.95 X550=523 MPa ;S贝U,取接触疲劳许用应力h h2 523MPa ； 试算小齿轮的分度圆直径.3 I2K"u 1 ,ZhZeZZ、2d1t JL-L ()268.2mmVdu H 调整小齿轮的分度圆直径 计算小齿轮的圆周速度d 11 nv1t 10.88m/s60 10

12、00 计算齿宽和模数mntb1d d1t =68.2mm模数mntZ 0.717Z 0.985Hlim1 =600MPaHlim2 =55°MPa8N 1=5.7 X10N 2 =1.5 X10 8K 1 =0.93K 2 =0.95h 523Mpad1t 68.2mmdlt cosmnt1 =3.8mmzi计算实际载荷系数 Kh1 传动装置载荷均匀平稳，使用系数Ka1-J n2 根据v 0.88m/s ，7级精度，查得动载系数60 1000KV =1.053 计算齿轮的圆周力Ft1Ka 87.2N / mm 100N / mmb得，齿间载荷分配系数 Kh =1.44 小齿轮相对支承

13、非对称布置，则齿向载荷分布系数，查课本得Kh =1.4245 计算实际载荷系数Kh = KaKv Kh Kh =2.0936按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：_ 3仄_d 1 =d 1t ”=74.595 mm7 计算相应的模数d1cosmn3.619z1按齿轮弯曲疲劳强度设计v 0.88m/sb1 =68.2mmmnt1 =3.8mmKa1Kv =1.05Kh =1.4Kh =1.424Kh =2.93d174.595mn 3.6192K£Y扎 cos2 0(J试选KFt1.3计算重合度系数barctantan cos tarcta ntan 14 cos 20.56213.1

14、401.707计算螺旋角系数=0.689=0.815Y Y计算Fa saF1 .计算当量齿数Y 0.6895Y =0.815;zv1 = 26.27?Zv2=130.27F lim 1500MF lim 2380MPaK fn 1 =0.85zv1 = z /cos320/ cos 14 = 21.89K fn 2 =0.88YFaYsa0.0138fzv2 = z2 /cos3=98/ cos 14 = 85.42 查表得，齿形系数YFal2.75 ； YFa2 2.223 查表得，应力修正系数Ysal 1.52 ；Ysai 1.814 查表得，小齿轮齿根弯曲疲劳极限Fiim 1500MPa

15、；大齿轮齿根弯曲疲劳极限Flim 2380MPa5 查表得，弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85KFN2-0.886 .取弯曲疲劳安全系数S1.4，得r ,Kfn1 ff1 0.85 500 c0cl7 Mf 1 =303.57 MpaS1.4KfN2 FN 2f 2 =238.86MpaSYFa 1YSO1YFa 1YSa1因为0.0138<0.0168F2 F2YFaYsa YFa1Ysa1 则取0.0138F F2试算模数mnt 2.272mm调整齿轮模数mnt2.272 mmd 146.832mmV=0.6m/sb=46.832mmb h 9.161KV =1.05Kf1.2Kf

16、 =1.35Kf =1.701mn2.485 计算小齿轮分度圆直径dimn t/C0S46.832mm 计算圆周速度V=0.6m/s 计算齿宽b ddi =46.832mm 计算宽咼比bjh 9.161 计算实际载荷系数1.根据V=0.6m/s , 7级精度，查得动载系数 Kv =1.052 查齿间载荷分配系数Ft1Ka 184.99N/mm 100N/mm b3 查表得，齿间载荷分配系数Kf1.24. 查得 Kh =1.424 ;结合 b/h11.452，查得 Kf =1.355. 计算实际载荷系数KfKaKvKfbKf =1.7016. 按实际载荷系数计算齿轮模数mnmn td2.485V

17、 Kft综上，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mn 2.5Z129Z2113a=183mm= 14.083d 1 =74.75 mmd 2 =291.25 mmb2 =75mmb1 =80mm根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要决定弯曲疲劳强 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 有关。为了使设计出来的齿轮既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，取模数为弯曲疲劳强度算得的模数 mn 2.485，并取标准值 mn 2.5，按接触疲劳强度算得的分度 圆直径di 74.595。贝叽小齿轮齿数 zi dicos /mn

18、 28.95，取zi 29；则，大齿轮齿数Z2 i zi 113.1,取Z2 113。Zi与J互为质数。计算齿轮传动几何尺寸 计算中心距(z1 z2 )mn卄a= =182.93 mm，取整 183mm2 cos 圆整中心距后修正螺旋角=arccos ")仲 14.0832a 计算大、小齿轮的分度圆直径d 1 = zimn74.75 mmcos/mn d 2 =n 291.25 mmcos 计算齿轮宽度b= ddi 74.75 mm取 b2 =75mmbi=80mm圆整中心距且强度校核齿面接触疲劳强度校核根据变化后的参数重复之前的步骤，得：Kh =2.113 ； d1 =74.75

19、； u=3.9 ； Zh =2.43ZE189.8 MPa2 ； Z =0.601代入;Z =0.9852KhT?u 1ZhZeZZ dd1u440.78满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲疲劳强度校核根据变化后的参数重复之前的步骤,得:Kf =2.111 ； YFa12.8 ； YFa22.25 ； Ysal1.6 ；Y 0.674 ； Y =0.745;= 14.083 ；mr2.5；=137.85M PA < f1呵认辱心P=131.55M PA < f2满足齿根弯曲疲劳强度要求，并且小齿轮抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。Ysal1 .9 ；低速级齿轮设计结果：模数：mn 2.

20、5 ；压力角：20 ；齿轮精度：7级；中心距：a=183mm；变位系数：,20 ;螺旋角：=14.083 ；小齿轮：齿数zi 29;齿宽bi =80mm ;旋向：左旋；材料：40Cr（调质，齿面硬度280HBS ；大齿轮：齿数 z2 113;齿宽b2 =75mm ； 旋向：右旋； 材料：45钢（调质，齿面硬度240HBS。高速级齿轮的设计：由于是冋轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。高速级齿轮设计结果：模数：mu 2.5 ;压力角：20 ；齿轮精度：7级；中心距：

21、a=183mm;变位系数：120 ;螺旋角：=14.083 ;小齿轮：齿数 z1 29;齿宽b1 =80mm ;旋向：右旋；材料：40Cr（调质，齿面硬度280HBS ；大齿轮：齿数Z2 113;齿宽b2 =75mm ;旋向：左旋；材料：45钢（调质，齿面硬度240HBS设计结果，传动装置的实际相关参数：各级传动的实际传动比ii i23.897 ；运输带速度允许误差(5%):n实 960 ( 29 )263.660.43r/min113|n允 5% 63.67 3.183r/min因为 n允n实，则此设计满足设计项目要求。.齿轮的结构设计大齿轮齿顶圆直径：Z2da 2 ( 2ha*) mn 2

22、96.254mmcos因为160mm da 2500mm，则大齿轮设计成腹板式结构。相关的腹板式结构的具体参数，可由查手册得。七、轴计算及滚动轴承选择计算结果计算过程及说明二级同轴式斜齿圆柱减速器的简图:II3rrsi初步确定滚动轴承的润滑方式：对于圆锥滚子轴承，确定最高速轴I轴的润滑方式:dn 50 960mm r / min44；查手册采用脂润滑;4.8 10 mm r / min 10 10 mm r / min则，其他各低速轴承都适合采用脂润滑方式。（一）.I轴的设计-i轴上的功率dmin19.97 mmR 5.445kw,转速 m 960r / min T（5416.65N mm1.

23、 选择轴的材料45钢（调质）2. 计算轴的最小轴径根据材料以及轴的估计受力情况，选A112 ；贝卩LX1型弹性柱销联轴器圆锥滚子轴承30206dmin A3 PlTri 1123 5.445/960 19.97mm因为轴需要开键槽，所以轴的直径要增大5%,则d1 219.97 (15%)20.97mm考虑转矩变化很小，故取 Ka1.3，则联轴器的转矩：则 Tea KAT11.3 5416.657041.64 N mm查机械设计手册(软件版)，选用GB5014-2003 中的LX1型弹 性柱销联轴器，其公称转矩为250 000N mmo半联轴器的孔径24mm , 轴孔长度L = 38 mm ,J

24、型轴孔，相应地，轴段1的直径d1 24mm ,轴段A 的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短 故取h 36mm。4 .轴的结构设计1 )拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1 )为满足半联轴器的轴向定位要求，B轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h 0.07 0.1d，故取B段的直径d2 27 mm(2 )初选型号30206的圆锥滚子轴承参数如下d D B 30 62 17.25 da 36mm Da 53mm 基本额定动 载荷Cr 43.2KN 基本额定静载荷 Cr 50.5KN故de dg 30mm 轴段7的长度与轴承宽度相同，故取l717.25mm(3)轴

25、段 E上安装齿轮，为便于齿轮的安装 ，dE应略大与do ,可取 dE 36m m.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧,轴段E的长度1E应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相冋，已知齿宽b 80mm,故取 l4 76mm(4)齿轮右端用轴套固定，由此可确定轴段 C和F,即de df 30mm(5) 取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H 16mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承宽度C=14mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离 K=20mm.l2 (C s B) e K 50mm故 l3 B s H (b l4

26、)45.25mml6 (H s) l5 24mm(6) 键连接.齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面b xh=10mm X8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为63mm,同 时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的合 为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm X7mm x22mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6.5.轴的受力分析1)画轴的受力简图I轴的扭矩：；作用在齿轮上的圆周力：T1 5416.65N2T 2 5416.65 Ft 一 144.927Ndi 74.75作用在齿轮上的径向力：tan ntan 20F Ft144.927

27、coscos14.083作用在齿轮上的轴向力：；Fa Ft tan 144.927 tan 14.083在水平面上mm ；54.384N36.357NFihFt2144.927272.46N在垂直面上M20,FrLi Fad 54.384 72.625 36.357 74.75F1v22 36.547 NL2 L172.625 2故 F2v Fr Fiv 54.384 36.54717.836N总支承反力| 2 2 ; 22-F1肾F；v 72.46236.547281.155NF2F2：F2：. 72.46217.836274.55N计算轴的弯矩结合上面I轴的结构设计简图以及I轴的计算受力简

28、图，分别计算轴的水平弯矩、垂直弯矩和合成弯矩。计算垂直弯矩：M1HM2HF1HL2 M1v F1v L2 36.547 72M 2v F1v L2 Fa dM1M；hM：5262.422654.23" 5893.88N mmM2、M；hM；v5262.421295.42 5419.49N mm根据轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6。根据材料45钢（调质处理）轴的计算应力：dminA*P3/n3 1123/5.021/63.12 48.17mm因为轴需要开键槽，所以轴的直径要增大5%,则d348.17 (1 5%)50.58mm考虑转矩变化很小，故取 Ka1.3，则联轴

29、器的转矩：Tea KAT3 1.3 759710 987623N mm 贝9，由手册查得取联轴器为LX4型弹性柱销联轴器。4.轴的结构设计 轴的结构设计如上图 确定轴的各段直径A段：由联轴器内孔决定，查手册得Dm a55mmB段：对联轴器右端面定位， 采用轴肩定位，轴段倒角2 C，故定位轴肩咼度h2 : 3 C2 : 32mm4 : 6mm且考虑到此段轴需要毡圈密封，则，取dE=62 MMC段：轴承安装段，查手册初选圆锥棍子轴承30213 ,则 dc=65 ;D段：为齿轮安装轴段，则取 dD =70。E段：为疋位轴肩，需要满足疋位轴肩咼度，则取Dm E83mmG段：轴承安装段，则 dG=62

30、MMF段：为定位轴肩，dF =77mm 确定各轴段的长度A段：安装联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度Lm半联轴器84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，取L皿A82mmG段：安装轴承段，由轴承型号得LG=24.75mm ;E 段：为定位轴环，轴环宽度b 1.4 h 1.44mm 5.6 mm 取 L皿 E 8mmB段：轴承端盖安装段，取轴承端盖总宽度20mm，根据便于安装轴承端盖取端盖的外断面与半联轴器右端面的距离为 30mm 则 Lb =50mmD段：为齿轮安装轴段，齿轮宽度b2=75，为了使套筒能可靠地定位齿轮，所以取 LD=71mm ;C段：根据脂润滑要求，轴承端面距离箱体内壁的距离取脂

31、润滑8mm取齿轮端面与箱体内壁距离齿轮端面箱体内壁16mmF段：为了保证川轴上的齿轮相对于轴承支承对称，贝ULF=24 ;轴上零件的周向定位联轴器与轴的定位：由手册查及Dm a55mmL皿 A82mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面b xh=20mm xi2mm, 键槽用键槽铳刀加工，长为63mm,同时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm X10mmX70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.I轴的扭矩：；作用在齿轮上的圆周力：T3 759710N mm ;Ft2Td 22 759

32、710291.255216.89N作用在齿轮上的径向力:Fttan n5216.89costan 20cos14.0831957.63N作用在齿轮上的轴向力:Fa Ft tan 5216.89 tan 14.0831308.74N2）计算支承反力在水平面上F1H F2HFt5216.89 2608.45N2 2在垂直面上F3 Fa6853M 20, F1vL2 L359.54386 59.24515.59.559.56N故 F2v FrF1v 6853 4515.6 2337.4N总支承反力F1F1HF：915524515.6210208NF21F2：F；'915522337.4294

33、49N3 ）画弯矩图M1H M2H F1H L2M1v F1v L22求作用在齿轮上的力高速大齿轮：兀 2 202872d2291.25Fr1 Ft1 ta nan 1834 ta n2°686Ncoscos13.47Fai F1t tan1834 tan13.47 439N低速小齿轮：厂2T22 15.656 104Ft1 5298Nd259.1Fr1 Ft1 tanan 5298 tan201983Ncoscos13.47Fa1 F1t tan5298 tan13.47 1269N3.初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3,取A112于是由式15 2初步估

34、算轴的最小直径dminA VP2 / n2 112V5.229/220.85 32.57mmd231.02 (1 5%)32.57mm取轴的最小直径为 35mm。4.轴的结构设计拟定轴上的零件装配方案(轴承为正装的)初步选择滚动轴承为 30207八、键联接的选择和计算计算过程及说明结果(1)高速级与联轴器联接处键为采用圆头普通平键键为b h L 8 7 22查表得6-2 查得许用应力=100120Mpa ,取其中间值=110Mpa ，键工作长度 L' =L-b=22-8=14mm，键与轮毂键槽亠亠、2T1的接触咼度 k=0.5h=3.5mm,得p = =23.57kldMpa<p

35、 =110Mpa(合格)(2) 中间轴键校核：键初步选择为b h L 16 10 632 Ft 22现在校核该键p1 _2 32Mpa p 100Mpakl1d其中k键与轮毂槽的长度，k=0.5h ;l 键的工作长度；d轴的直径；p材料的许用挤压应力。由上可知，键2的强度合格！(3) 低速轴与联轴器配合的键b h L 16 10 70查表得6-2查得,许用应力p =100120Mpa，取其中间值p =110Mpa。键工作长度，L' =l-b=70-16=54mm,键与轮毂键槽的接触高度，k 0.5h0.5 10mm= 5mm,小2T1”得，P = =32.8Mpa<p =110M

36、pa(合格)kldp(4) 低速轴与齿轮配合的键b h L 20 12 63查表得6-2查得,许用应力p =100120Mpa，取其中间值p =110Mpa。键工作长度，L' =l-b=63-20=43mm,键与轮毂键槽的接触高度,k = 6mm,m2Ti,得，p =64Mpa<p =110Mpa（合格）kld九、箱体结构及减速器附件设计计算过程及说明结果箱体结构尺寸的相关参数表名称符号计算公式结果（mm）箱座壁厚0.025 a88箱盖壁厚110.02 a88箱体凸缘厚度b、d、b2箱盖凸缘b11.5 ;箱座凸缘b 1.5十 箱底座凸缘b22.5b1 12 b 12 b2 20地脚螺钉直径dfdf0.036 a 1220地脚螺钉数量na250, n4a250 :500,n 6a500, n84轴承旁联接螺栓直径did10.75df16箱盖、箱座联接螺栓直径d2d20.5 0.6 df；螺栓间距L15020010连接螺栓d2的间距L150 : 200160轴承端盖螺钉直径d30.4 : 0.5 df8和10视孔盖螺钉直