二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

1、一一一课程设计书2二二二设计要求2三三设计步骤21。传动装置总体设计方案32。电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比5a、!+二丄t7十齐口.AA、一、一心-<rr二丄t_UQ.夹Q54。计算传动装置的运动和动力参数5。设计V带和带轮66.齿轮的设计87。滚动轴承和传动轴的设计18&键联接设计259。箱体结构的设计2510。润滑密封设计2811.联轴器设计28四设计小结29五参考资料29一. 课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器运输机连续单向运转,载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为0。96（包括其支承轴承效率的损失），减速器小批量生产

2、，使用期限8年（300天/年），两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表题号参数12345运输带工作拉力（kN）2。52。32。11.91。8运输带工作速度（m/s）1.01。11.21.31。4卷筒直径（mn）250250250300300设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）。3. 设计说明书一份.三。设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9.

3、箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1。传动装置总体设计方案1。组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。3。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在咼速级。其传动方案如下：IVn°图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a321234321234=0.96X0.983X0.952X0。97X0.96=0。759;1为V带的效率，!为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为

4、第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为:P=Pl/n1900x1.3/1000x0.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=100060v=82.76r/min,D经查表按推荐的传动比合理范围,斜齿轮减速器传动比k=840,V带传动的传动比i=24,二级圆柱则总传动比合理范围为i亠=16160,电动机转速的可选范围为n=上xn=(16160)x82。76=1324。1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为丫112M4

5、的三相异步电动机，额定功率为4。0方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速An电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M441500144047023016。152.37.02Y112M-4额定电流8。8A，满载转速nm1440r/min,同步转速1500r/min。底脚安装尺寸AxB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DxE装键部位尺寸FxGD216x1781236x8010x41中心高外型尺寸Lx(AC/2+AD)xHD132515x345x3153。确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速g和工作机主动轴转速n,可得传动装

6、置总ia=17.40传动比为ia=n/n=1440/82。76=17。40(2)分配传动装置传动比ia=i0Xi式中io,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.3,则减速器传动比为i=ia/i0=17.40/2。3=7。57根据各原则，查图得高速级传动比为h=3。24,则i2=i/i1=2。334.计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n=nim/i0=1440/2.3=626.09r/minnn=n/i1=626o09/3.24=193.24r/minn=nn/i2=193o24/2.33=82.93r/minn=n=82o93r/min(2)

7、 各轴输入功率Pi=pdX1=3o25X0.96=3o12kWPn=PlXnX3=3.12X0o98X0o95=2.90kWPm=RXnX3=2.97X0.98X0.95=2.70kWPw=PmXnXn=2.77X0.98X0o97=2。57kW则各轴的输出功率：R=RX0.98=3.06kWPn=PnX0.98=2。84kWPm=PmX0.98=2.65kWPw=PwX0.98=2.52kW(3) 各轴输入转矩%=TiXi0X1N-m电动机轴的输出转矩人=9550乩=9550X3。25/1440=21.55N-nm所以：Ti=TdXi0X1=21。55X2o3X0。96=47.58NmTn=

8、TIXi1X1X2=47.58X3.24X0.98X0。95=143。53NmTm=TnXi2X2X3=143.53X2。33X0.98X0.95=311.35NmTw=TmX3X4=311.35X0.95X0.97=286.91Nm输出转矩：Ti=TiX0o98=46.63Nmi=7.57i1=3.24i2=2o33n=626.09r/minnn=193.24r/minnm=82o93r/minnw=82.93r/minR=3.12kWPe=2o90kWPm=2o70kWPiv=2o57kWP=3o06kWPn=2.84kWPm=2.65kWPv=2o52kWTi=47.58N-mTn=14

9、3o53N-mTm=311.35N-mTv=286。91N-mTi=46.63NmTn=TnX0o98=140.66Nm轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3o2521.5514401轴3o123o0647o5846.63626o092轴2.902.84143o53140.66193o243轴2o702.65311o35305o1282.934轴2o572.52286.91281o1782.93轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3o2521.5514401轴3o123o0647o5846.63626o092轴2.902.84143o5314

10、0.66193o243轴2o702.65311o35305o1282.934轴2o572.52286.91281o1782.93TwTwX0.98=281o17Nm运动和动力参数结果如下表Tn=140.66NmTm=305。12N-mTw281.17N-mT=TmX0o98=305.12Nm5.设计V带和带轮确定计算功率查课本P178表99得：KA1.2PcakAP1.244.8，式中=为工作情况系数,p为传递的额定A型带功率，既电机的额定功率。选择带型号根据Pca4.8，kA1.3，查课本R52表8-8和P153表89选用带型为A型带.选取带轮基准直径dd1,dd2查课本P145表8-3和P

11、53表8-7得小带轮基准直径dd190mm,则大带轮基准直径dd2i。dd12.390207mm,式中E为带传动的滑动率，通常取(1%2%),查课本R53表87后取dd2224mm。验算带速vV。“皿90_14007.17m/s35m/s在525m/s范围601000601000内，V带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度'由于arm',所以初步选取中心距a:a。1.5(dd1dd2)1.5(90224)471,初定中心距a。471mm，所以带长，(dd2dd)Ld=2a0一(ddldd2)1一1444.76mm.查课本表82选取2124a0基准长度Ld1400mm得实际中心距

12、aaoLdLd247144.76/2448.62mm取a450mm验算小带轮包角11180一虫1180162.94,包角合适。a确定v带根数z因dd190mm，带速v6.79m/s,传动比i°2.3,查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或85d，并由内插值法得p000.17.查课本P42表82得Kl=0.96。查课本P54表8-8,并由内插值法得K=0.96由P154公式8-22得ZPea(P0P0)kkl故选Z=5根带。4.84.20计算预紧力F。查课本P145表84可得q0.1kg/m，故：单根普通V带张紧后的初拉力为忠2.524.85002.52F0500-ea(一1)

13、qv2(1)0.17.172158.80Nzvk5计算作用在轴上的压轴力Fp利用P55公式824可得：116294Fp2zF0sin1P226。齿轮的设计Fq=1570.43N（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数乙=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=iX乙=3.24X24=77.76取Z2=78. 齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级，齿根喷丸强化。2初步设计齿轮传动的主

14、要尺寸按齿面接触强度设计3:门|2心u1,ZhZe、2d1t；d试选确定各参数的值：查课本Kt=1.6初选螺旋角=14由课本由课本20.82P215图1030选取区域系数ZH=2.433P214图10-2610.78贝由课本P202公式1013计算应力值环数N1=60n1jL=60X626.09X1X(2X8X300X8)=1o4425X109hN2=4.45X108h#(3.25为齿数比，即3.25自查课本P2031019图得：K 齿轮的疲劳强度极限由P209图1021d查得1=0o93K2=0。96Hlim2=440MPaHlim1=580MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,应用F2q

15、2公式1012得:KHN1Hlim1小=7=0。93X550=511。5MPaKh2=hn2Hlim2=0.96X450=432MPaS许用接触应力h(hih2)/2(511.5432)/2471.75MPa查课本由P98表106得：Ze=189.8MPa由P201表10-7得:d=155T=955X10XR/m=95.5X10X3.19/626.09=4。86X104Nomm3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t3|2K"u1/ZhZe、2d1tJ(_)dUH3(4、2=j()249.53mm 计算圆周速度d1tr)13.1449.53626.09,“，1.62m/s6010006

16、01000 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=dd1t=49o53mm计算模数叫初选螺旋角=14d1tcos49.53cos14“mnt=2.00mmZ124 计算齿宽与咼之比bh齿咼h=2o25mnt=2o25X2。00=4。50mm%=49.5%.5=11o01 计算纵向重合度=0o318d1tan0.318124tan14=1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v1.62m/s,7级精度，查课本由P192表108得动载系数Kv=1o07,查课本由P194表10-4得Kh的计算公式：Kh=1.120.18(10.6d2)d2+0o23X103Xb=1.12+0。18（1+0。61

17、）X1+0.23X103X49.53=1.42查课本由P195表10-13得：Kf=1。35查课本由P193表103得：KH=Kf=1。2d1=51.73mm故载荷系数：K=K亠KKhKh=1X1.07X1.2X1.42=1。82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径33182d1=d1txK/Kt=49。53X一=51。73mm1.6 计算模数mnmnd1cos=ZT51.73cos14242.09mm4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3,12KT1Ycos2YfYsmn>J歹（厂和dZ1aF确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩：=48。6kN-mm确定齿数z因为是硬齿面，故

18、取z=24,z=Uz=3.24X24=77.76传动比误差i=u=z"乙=78/24=3。25=0。032%吕5%,允许 计算当量齿数z1=z/cos=24/cos314=26。27z=z/cosJ=78/cos314=85。43 初选齿宽系数'按对称布置，由表10-7查得=1 初选螺旋角初定螺旋角'=14 载荷系数KK=KKK*'K-=1X1。07X1.2X1.35=1.73 查取齿形系数丫二和应力校正系数丫上查课本由P197表10-5得：齿形系数丫"=2.592Y=2.211应力校正系数丫-=1.596丫一=1。774 重合度系数丫端面重合度近似

19、为=1.883。2X(丄丄)cos=1。Z1Z288-3。2X(1/24+1/78)Xcos14=1.655'=arctg(tgr/cos-)=arctg(tg20/cos14)=20。64690A二少rfg他应恥舛)=4.07609因为二=匚/cos"'：，则重合度系数为Y：=0o25+0.75cos几八=0。673 螺旋角系数丫-；轴向重合度*7亠49.53sin14°=1.825,2.09丫匸=1-7I=0.78计算大小齿轮的计算大小齿轮的YfYsTTi安全系数由表查得S=1o25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1=60nkt

20、=60X271。47X1X8X300X2X8=6.255X10：大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6o255X10：/3。24=1。9305X10=查课本由P204表1020c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF1500MPa大齿轮FF2380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0。86Kfn2=0°93取弯曲疲劳安全系数S=1.4KFN1FF1SKFN1FF1S0.865001.410.933801.4307.14252.43Yf、S1F】1259215960.01347307.14fKFN2FF2S齐2丫$2f2252.43大齿轮的数值大。选用0.01554

21、mn=2mm设计计算计算模数mn21040.78cos2140.0155412421.655mm1.26mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数g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,取叫=2m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d1=51o73mm来计算应有的齿数。于是由：51.73cos14=25o097mn那么z2=3o24X25=81几何尺寸计算取z1=25计算中心距a=0z2)mn=_=109。25mm2cos2cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(12皿(2581)2一“=arc

22、cosarccos14.0122109.25因值改变不多，故参数，k,Zh等不必修正。计算大.小齿轮的分度圆直径.zm252“d1=51o53mmcoscos14.01,z2mn812“d2=2n=166o97mmcoscos14.01计算齿轮宽度B=d1圆整的B250B155(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数乙=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2=2.33Xz1=25a=110mmB=50B=5530=69。9圆整取z2=70.齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级，齿根喷丸强化。按齿面

23、接触强度设计1.确定公式内的各计算数值 试选Kt=1。6 查课本由丘仆图10-30选取区域系数Zh=2.45 试选12°，查课本由P214图1026查得!=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数叫=60Xn2xjxLn=60x193.24x1x(2x8x300x8)=4。45x108N2=N14451081.91x108i2.33由课本P203图1019查得接触疲劳寿命系数Khn1=0。94KHN2=0.97查课本由P207图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa取失效概率为1%，

24、安全系数S=1，则接触疲劳许用应力H1=Khn1Hlim1=0.94600564MPaS1KH2=HN2Hlim2=0。98x550/1=517MPaSH(Hlim1Hlim2)540。5MPa2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数Ze=189.8MP3选取齿宽系数d1T=95b5x105xP2/n2=95.5x105x2。90/193。24=14.33x104N.m3r.12KtT1u1ZHZE.23,d1tJ(r,)3duHV=652. 计算圆周速度d1tn26010003. 计算齿宽43.33()2。71mm，0.665m/s601000b=dd1t=1x65。71=65.71

25、mm4. 计算齿宽与齿高之比%艸舲ditcos65.71cos12一c模数mnt=2.142mmZ130齿高h=2.25xmnt=2。25x2。142=5.4621mm%=65.71/5。4621=12。035. 计算纵向重合度0.318dz,6. 计算载荷系数KKh=1。12+0.18(1+0.6J+0.23X103xb=1.12+0.18(1+0。6)+0.23X103x65。71=1.4231使用系数KA=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值仏=1。04Kf=1。35Kh=Kf=1。2故载荷系数K=KAKvKhKh=1x1。04x1.2X1。4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算

26、的分度圆直径33h776d1=d1tGKKt=65.71x“172.91mm1.3、丄曾甜舷d1cos72.91cos12小“”计算模数mn2.3772mmZ303。按齿根弯曲强度设计3、2KYcos2YfYsmd2dZ21f确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩珀=143.3kNm(2) 确定齿数z因为是硬齿面,故取z】=30,Z=ixZ=2.33x30=69.9传动比误差i=u=z1z=69。9/30=2.33=0。032%舌5%,允许(3) 初选齿宽系数茁按对称布置，由表查得"=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角=12(5) 载荷系数KK=KaK心-；K.=1X1。04X

27、1。2X1。35=1.6848(6) 当量齿数z|=z/cos-"=30/cos312=32.056zz：/cos=70/cos312=74。797由课本P197表105查得齿形系数Y-和应力修正系数丫亠Yf12.491,Yf22.232Ys11.636,Ys21.751(7) 螺旋角系数丫轴向重合度j2。03=0.797(8)计算大小齿轮的YfFsf查课本由P204图1020c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPafE2380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90KFN2=0.93S=1。4二5FE10.905003243MPaS1.4f2=KfN

28、2一FF20.93380252.43MPa1.4计算大小齿轮的嗇,并加以比较YFa1FSa12.4911.636F1321.430.01268丫Fa2FSa2252.430.01548F2大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。计算模数3I52i21.68481.433100.797cos120.01548,mn112mm1.5472mmH13021.71mn=3mmz1=30对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫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，取叫=3mrtl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d1=72.

29、91mm来计算应有的齿数72.91cos12“”怖ccz1=27.77取z1=30mnz2=2.33X30=69.9取z2=70初算主要尺寸计算中心距a=(z1z2)mn=(3070)2=102.234mm2cos2cos12将中心距圆整为103mm修正螺旋角(12)mn(3070)2=arccosarccos13.8622103因值改变不多，故参数，k，Zh等不必修正分度圆直径.zm302“d1=61。34mmcoscos12.z?mn702“d2=2n=143。12mmcoscos12计算齿轮宽度bdd1圆整后取B175mmB280mmz2=70a=103mmB=70B=75V带齿轮各设计

30、参数附表1。各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33o242o332.各轴转速n(r/min)5(r/min)n(r/min)(r/min)626.09193o2482.9382.933.各轴输入功率P号(kw)弘(kw)吃(kw)Piv(kw)3.122.902.702o574.各轴输入转矩T石(kNm)(kN-m)(kN-m)Tv(kNm)47o58143.53311.35286.915。带轮主要参数轮直径£m)大轮直径止：(mm)中心距a(mm)基准长度耳(mm)带的根数z90224471140057。传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3，转速na，转矩I

31、；P3=2。70KWn3=82。93r/minT3.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为dmin=35o763dmin=35o763d2=143。21mm4348.16N4348.16N而2T32"I.3、d2143.2110tanntan20oFr=Ftn4348.16o1630.06Ncoscos13.86Fa=Fttan=4348.16X0.246734=107284N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：。初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据课本P361表153取Ao112dmin代335.763

32、mm和3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d，为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P343表141,选取Ka1.5TeaKaT3单列角接触球轴承7010C型.因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm半联轴器的孔径d140mm,故取di口40mm.半联轴器的长度L112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm。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，IU轴段右端需要制出一轴肩，故取nm的直径dnm47mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D50mm

33、半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-n的长度应比略短一些,现取lIn82mm 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，故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dnm47mm,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角接触球轴承7010C型。dDBd2D2轴承代号45851958.873。27209AC45851960.570.27209B451002566。080.07309B50801659。270。97010C50801659.270.97010AC50902062.477。77210C1专2。从动轴的设计对于选取的

34、单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故d皿即d町麵50mm；而l皿麵16mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dv57mm 取安装齿轮处的轴段d刑皿58mm；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm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I刑皿72mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取dv刑65mm。轴环宽度b1.4h，取b=8mm 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外

35、端面与半联轴器右端面间的距离I30mm，故取ln皿50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm，则I町麵Tsa(7572)(168163)mm43mm1ivvLsCal皿即lv(5082016248)mm62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5。求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20149表20.67.对于7010C型的角接触球轴承，a=16.7mm因此，做为简支梁的

36、轴的支承跨距.L2L3L360.8FNH1Ft4348161506NL2L3175.6FNH2L2L2L3Ft4348.16114.8175.62843NFrL3FaDFNV1FNV2L2L3809NFrFnv21630809821NMH172888.8NmmMv1FNV1L2从动轴的载荷分析图b)d)FMa二焉D/276.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据D,M：ca=W前已选轴材料为查表151得cai(T3)2【1962552(1311.35)282=,10.820.12746545钢，调质处理.1=60MPa此轴合理安全7。精确校核轴的疲劳强度。判断危险截面截面A,n,m,B只受扭矩作用

37、。所以anmb无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看，截面C上的应力最大.截面切的应力集中的影响和截面%的相近，但是截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故C截面也不必做强度校核，截面W和V显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可。截面左侧。抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数wT=0。2d3=0。2抗扭系数wT=0。2d3=0。2503=25000截面的右侧的

38、弯矩M为M截面的右侧的弯矩M为MM1608_I6144609Nmm60.8截面W上的扭矩T3为T3=311。截面上的弯曲应力M144609b11.57MPaW12500截面上的扭转应力截面W上的扭矩T3为T3=311。截面上的弯曲应力M144609b11.57MPaW12500截面上的扭转应力35NT3_311350T12.45MPaWt25000轴的材料为45钢.调质处理由课本Pj55表151o查得：B640MPa1275MPaT1155MPa因r2.0d50经插入后得2。0因r2.0d50经插入后得2。00.04T=1.31581.1650轴性系数为q0.82=0。85K=1+q(K=1+

39、q(所以0.671)=1。82=1。260.820.92综合系数为：K综合系数为：K=2.8K=1。62碳钢的特性系数0.10.2取0.10.05-0.1取0。05安全系数ScaS=125。13KaamS113。71katmSSSca10.5>S=1.5所以它是安全的Js2s2截面w右侧抗弯系数W=0.1d3=0。1503=12500抗扭系数wT=0。2d3=0。2503=25000截面W左侧的弯矩M为M=133560截面W上的扭矩T3为T3=295截面上的弯曲应力bM13356010.68W12500截面上的扭转应力T=T3=29493011.80K=K112.8Wt25000K=K1

40、11.62所以综合系数为：K=2。8K=1。62碳钢的特性系数0.10.2取-0.1取0.05安全系数SeaS=125.13KaamS113。71katmSSSeat10.5>S=1.5所以它是安全的Js2S28.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸安全P22T2103K2l2d22143.5310005205552.202T3103P3&葩两者都合适取键标记为：2311.35100053.2263065<p<p键2:16X36AGB/T1096-1979键3:20X50AGB/T10961979一般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d2=295。2

41、9d4=253.83查表61取：键宽b2=16h2=1°L2=36b3=2°h3=12L3=5°校和键联接的强度查表62得p=110MPa工作长度丨2L2b23616=20l3L3b350-20=30键与轮毂键槽的接触高度K2=0。5h2=5K3=0.5h3=6由式（61）得:键2:16X36AGB/T1096-1979键3:20X50AGB/T109619799.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

42、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6.33. 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，并安排在减速器不与其他部件靠

43、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。D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G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a3810箱盖壁厚1i0.02a389箱盖凸缘厚度bib1.5i12箱座凸缘厚度bb1.515箱座底凸缘厚度b?b22.525地脚螺钉直径dfdf0.036a12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did10