减速器课程设计(带重要体会及建议)

1设计任务适用专业：机械制造及其自动化学分数：3学时数：3周一、 课程设计的性质、目的和任务课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践教学环节，其主要目的是培养学生综合御用先修课程的理论和生产实践知识进行设计、计算和绘图的能力。通过本课程的训练要求学生达到：掌握通用机械零件、机械传动装置和简单机械的一般设计方法，提高设计能力和分析解决问题的能力；具有运用设计资料（手册、标准、规范、图册等）、经验估算和强度校验进行机械设计的技能；为后续的专业设备设计、复杂机械的设计以及毕业设计打下必要的基础。二、 课程设计要求（一） 本课程要求学生完成以下工作：两级减速器（或等效工作量的其他装置）装配图一张；零件工作图两张（由设计老师在设计中指定）；设计说明书一份（约6000字和必要的插图）。（二） 对设计图纸的要求：图幅和相关标注等要符合机械制图国家标准；结构图合理、清晰、明了；技术条件完整和标题栏填写完整；图面布局合理、整洁、美观；5.折叠规范。（三） 对设计说明书的要求：封面和内容格式都要符合课程设计指导书上所提的要求；设计、计算、校核内容都要正确、完整、简明；插图规范、字迹工整；装订规范、牢固。三、 设计提交内容和时间安排：3周1．课程设计题目：二级减速器的设计2．课程设计主要内容（1）传动装置转配图1张（0号或1号图纸）；（2）零件图2~3张（3号图）；（3）设计计算说明书1份。3.学生安排时间与内容安排序号内容安排时间1设计任务分析，设计准备0.5天2传动装置的总体设计1天3传动零件的设计计算及强度校核2天4设计、绘制装配图6.5天5零件图设计2天6编写设计计算说明书2天7总结和答辩1天四、课程设计考核方法及成绩评定•对学生评分按五个等级进行：优，良，中，及格，不及格。•对课程设计考评按三项内容进行，所占比例为：图样部分及说明书 40%答辩 40%出勤 20%1.已知条件：卷筒受力2.8KN，卷筒转速v1.4m/s,卷筒直径D=350mm；卷筒效率牛=0.96；工作情况单向转速，单向转动，有轻微振动，经常满载,空载启动，两班制；(3)使用寿命10年，每年300天，每天8小时；传动系统方案的拟定2.1方案简图和简要说明nIII^4—电动机.niii工作机nIII^4—电动机.niii工作机Si—pL-3 nOz，v741：齿轮1(高速轴)2:齿轮2(中速轴从动轮)3、7:联轴器4：工作机5：齿轮(低速轴)6：齿轮3(中速轴主动轮)8:电动机1设计要求：1选择电动机类型和规格；2设计减速器和齿轮传动；3选择联轴器类型和型号；4绘制减速器装配图和零件图;5编写设计说明书；iii7nII_62.已知条件：1)卷筒受力2.8KN，卷筒转速(2)v=1.4m/s,卷筒直径D=350mm；(3)卷筒效率nf=0.96；工作情况单向转速，单向转动，有轻微振动，经常满载，空载启动，两班制；使用寿命10年，每年300天，每天8小时2.2电动机选择一、电动机的选择：FV输送机主轴效率功率：P=——=3.92KWw1000输送机主轴转速：n=Vx=76r/minw nD传动装置总效率：①选取弹性柱销联轴器效率：弹性联轴器1效率耳=0.991弹性联轴器2效率：耳=0.992圆柱斜齿轮效率：耳3=0.97

轴承效率：耳=0.994滚筒效率：耳=0.965②总效率：耳=叭耳2耳3耳=0.99x0.99x0.972x0.993x0.96123 4 5=0.864)电动机输出功率：5)计算传动装置总传动比5)计算传动装置总传动比i=w型号额定功率KW同步转速r/min、卄+卜4丄满载转速r/min传动比总传动比第一级第二级Y160M2-85.57507209.473.163.01Y132M2-65.5100096012.634.013.16兮=缶=4.56KW二、 分配传动比：由于第一种方案i/i=1.05<1.1不符合要求，舍去。而第二组1.1<i/i=1.27<1.51212符合要求，故采用方案二。三、 传动装置的运动和动力参数计算：计算各轴转速：电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴转速为n=n=960r；min0m '“1=n=960r"minnn=nn=—12i1=960=240r..min=240=240=76r.minnn=亠3i2各输出轴功率按电动机额定功率Ped

计算各轴输入功率，即P=P=5.5kw0edP=P耳=5.45kw101P=Pn=5・23kw2 123P=Pnn=5.02kw32233.各轴的转矩丁9550P 9550x5.5,T= 0= =54.7N-m0 n 9600丁9550P9550x5.455422“T= i= =54.22N-mn1 96019550P9550x5.23T- 2c= =208.11N-mn2 24029550P9550x5.026308&T= 亠= =630.8N•m3 n 763传动零件的设计计算3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算齿轮的设计：1.高速齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数小齿轮：40Cr,调质，HB1=280大齿轮：45钢，调质，HB2=240精度等级：选7级（GB10095——88）试选齿数小齿轮齿数Z=24l大齿轮齿数Z=4.01x24二96.24取962所以Z=962[2KTu+1([2KTu+1(ZZ)H丿4・4・d— t“ £d1）确定公式各计算数值①试选载荷系数K=1.6。选取螺旋角B二14t②由图10—3选取区域系数Z=2.433H③由表10-26查得£=0.78， £=0.91,则1 a2£+£=1.69ala2④许用接触应力L]二H1+LH]H「 1KHNb「 ]KHNblb = 1Liml,lb」= 2Lim2H1 S H2 S⑤由表10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限b 二600MPaLim1大齿轮的解除疲劳强度极限C 二550MPaLim2⑥由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa2E由式10-13计算应力循环次数

N1=60nijLh=60x960x1x（2心3°°"°）=27&109N=2.76x109/4=6.9x1082由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.89,K=0.94HN1 HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率1%,安全系数S=1,得L]=0.89x600MPa=534MPaH1L]=0.94x550MPa=517MPaH2t]t]+t]―H-12=525.5MPa2.计算试算小齿轮分度圆直径d，带入L］中较小的值1t H3,d1t>\：3,d1t>\：!2X1.6X54.3X1034+1（2.433x189.8\21x1.69525.5丿=46.26mm②计算圆周速度兀dnV= 1^-1—=60x1000兀x46.26x960,=2.3m/s60x1000计算齿宽b。b=①xd=1x46.26二46.26mmd 1tb计算齿宽与齿高之比-hdcos0 46.26cos14模数m=j= =1.87mmntz 241齿高h=2.25m=2.25x1.87=4.2mmtnb=空=nh4.2计算载荷系数K。根据V=2.3m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.09；斜齿轮，K=K=1.4;na Fa由表10-2查得使用系数K=1；A由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，K的HPb值与直齿轮相同，由b=11查得K=1.418h HP计算纵向重合度e=0.318x©ZtanP=0.318x1x24xtanl4°=1.903P d1查图10-13得K=1.325；故动载荷系数FPK=KKKK=1x1.09x1.4x1.418=2.16AVHaHP按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径TOC\o"1-5"\h\z・K 216d=d/—=46.263 =51.13mmi it3K 31.6计算模数m。dcos14。51.13cos14。m=t = =2.07mmz 241按齿根弯曲强度设计。弯曲强度公式为3'2KTYcos2PYYmn、—（Fasa）Wz28 uT1 d1a F1）.确定公式内的各计算数值计算载荷系数：K=KKKK=1x1.09x1.4x1.325=2.02AVFaFP根据纵向重合度e=0.318，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88PPZ24③计算当量齿数：Z=一1二丄4 =26.27v1cos3PCOS314。Z96Z=—2= =105.09v2cos3Pcos314。查取齿形系数（插值法）由表10－5查得，Y=2.592Y=2.180Fa1 Fa2查取应力校正系数（插值法）由表10－5查得，Y=1.591；Y=1.810Sa1 Sa2⑥由表10-20C得小齿轮的接触疲劳强度极限b 二500MPaFE1FE2大齿轮的解除疲劳强度极限b 二380MPa

FE2⑦由图10-18根据ni，n得弯曲疲劳强度系数:K =0.9K =0.9FN1 FN2计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4]F1Kxb―FN1 ]F1Kxb―FN1 FE1S0.9x5001.4=321.43MPaL]F2Kxb―FN2 FE2S0.9x380=244.29MPaYY计算大、小齿轮的并汁加以比较，取大者FYYF12.592x1.596321.43YYF12.592x1.596321.43=0.01287YYg2ja2F22.180x1.810244.29=0.016152）设计计算x0.01615=1.44mm3：2x2.02x54.22x103x0.88x(cosl4。)2I： 1x242x1.69x0.01615=1.44mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲疲劳计算的法面n模数，取m=1.44mm，圆整得m=1.5mm，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强nn度计算得分度圆直径d=51.13mm来计算应有齿数。于是由1dcos0 51.13xcos14。=—1 = =33.07,m 1.5n取Z=331则Z=uZ=133213.几何尺寸的计算①计算中心距。a=(Z+Z)m2ncos0(33+133)x1.52cos14。=128mm圆整后中心距为128mm按圆整后的中心距修正螺旋角P=arccos(P=arccos(Z+Z)m1 2n2a(33+133)x1.5=arccos—2x128=14。4836因P值改变不多，故参数£,Z等不必修正。ahcos14。②d=Zm= =51.20cos14。1cos0Zmd=—2——n2cos0cos14o=竺仝=204.80mm计算齿轮宽度b=①Xd=1x51.20=51.20mmd1圆整后取B=52mm，B=55mm21低速齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数小齿轮：40Cr,调质，HB1=280大齿轮：45钢，调质，HB2=240精度等级：选7级（GB10095——88）试选齿数小齿轮齿数Z=241大齿轮齿数Z=3.16x24=75.84，2所以Z=7622）按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即2KTu+1IZZ—f_2-•—£ Uda 'H1)确定公式各计算数值①试选载荷系数K=1.6。选取螺旋角0=14。t②由图10—3选取区域系数Z=2.433H③由表10-26查得£=0.78， £=0.86,则a1 a2£+£=1.64a1 a2

④许用接触应力・h牡丿21KHNb「 ]KHNb= 1 Liml,lb」= 2 Lim2H1 S H2 S⑤由表10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限b 二600MPaLim1大齿轮的解除疲劳强度极限b 二550MPaLim2⑥由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8MPa2⑦由式10-13计算应力循环次数Ni=60nijLh=60x240x(2x8x300x10)=6-912x108n=6.912x108/3.16=2.187x1082⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数K =0.94,K=0.96HN1 HN2⑨计算接触疲劳许用应力取失效概率1%,安全系数S=1,得b]=0.94x600MP=564MPH1 a ab]=0.96x550MP=528MPH2 a ab1+b1+b12=546MPa计算试算小齿轮分度圆直径d，带入L］中较小的值1t Hd>'1t12x1.6x208.1x1033.16+1(2.433x189.8\21x1.643.16I546丿=72.58mm②计算圆周速度兀dnV= 1t_2——二兀x72.58x240.=0.91m/s60x1000 60x1000计算齿宽b。b=①xd=72.58mmd 1tb计算齿宽与齿高之比-h

dcos0 72.58cosl4。模数m=—n= =2.93mmntz 24l齿咼h=2.25m=2.25x2.93=6.59mm；—= =11t h6.59计算载荷系数K。根据V=0.91m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.04；斜齿轮，K=K=1.4;Ha Fa由表10-2查得使用系数K=1；A由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，K的值与直齿轮相同，由H0bb=11查得K=1.424h H0计算纵向重合度e=0.318x©Ztan0=0.318x1x24xtan14°=1.9030 dl查图10-13得K=1.325；故动载荷系数F0K=KKKK=1x1.04x1.4x1.325=1.93AVHaH0按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径,K 203d=d■—=72.58x3 =79.09mmiit3K 31.6计算模数m。ndcos14。 79.09cos14。24m=—1 = — =3.20mm24nz1按齿根弯曲强度设计。弯曲强度公式为3'2KTYCOS20YYmn31— （Fasa）申z2e b」1 d1a F2）.确定公式内的各计算数值①计算载荷系数：K=KKKK=1x1.04x1.4x1.325=1.93AVFaF0②根据纵向重合度e0=1-903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0=0,。88Z24③计算当量齿数：Z=一1二丄4 =26.27v1cos30cos314。

Z= 2——= =83.20v2COS3BCOS314。查取齿形系数（插值法）由表10－5查得，Y=2.592Y=2.21Fa1 Fa2查取应力校正系数（插值法）由表10—5查得，Y=1.591；Y=1.773Sa1 Sa2由表10-20C得小齿轮的接触疲劳强度极限b 二500MPaFE1大齿轮的解除疲劳强度极限b 二380MPaFE2由图10-18根据匕，N得弯曲疲劳强度系数:12K=0.86K =0.885FN1 FN2计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4]F1KXb―FN1 FE1S0.9x5001.4]F1KXb―FN1 FE1S0.9x5001.4=321.43MPaL]=F2KXb―FN2 S代=0.88X380=238.86MPa1.4YY⑨计算大、小齿轮的并-J汁f加以比较，取大者FYF1YS1 2.592x1.596八八仆凸F1Ta1= =0.01287u」 321.43F1YY 2.21X1.773Fa2严= =0.01640u」 238.86F22）设计计算m＞爲2XL93X亦1X103X°88X（cos14。）2x0.0164二2.25n1x242x1.64对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲疲劳计算的n法面模数，取m=2.25，圆整得m=2.5，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强度nn计算得分度圆直径d=79.09mm来计算应有齿数。于是由1Z=d1cos0=79.°9xcos14。=30.70,取z=311m2.51n则Z=uxZ=97.96,圆整的Z=98212几何尺寸的计算(Z+Z)m(31+98)x2.5计算中心距。a=1 2n= =166.19mm2cos0 2cos0圆整后中心距为166按圆整后的中心距修正螺旋角卩=arccos卩=arccos空少2a(31+98)x2.5=arccos—2x166=13°4424Zm——1nZm——1ncos031x2.5cos14°=78.78mmZmd=Zmd=—2 n2cos098x2.5cos14°=252.22mm计算齿轮宽度b=①xd=79.78d1圆整后取B=80mm,B=85mm213.2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核）87654321IIIIII1、 求输出轴上的功率P、转速n和转矩T333P=3.92KW，n=76r/min,T=630.80N-m3 3 32、 求作用在齿轮上的力,因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=252.22mm2而F二£二2%630.8X103n二5002N,F=F 二1874N,F=Ftan0二1223Ntd 252.22 rtcos0 at23、初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。于是得3[Pd=A. 3=45.3mmTOC\o"1-5"\h\zmin 0 ；n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d与联轴2 1-2器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩为T=KT，考虑到ca A3转矩变化很小，故取K=1.3,则T=KT=820.04N-mA caA3按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250N-m。半联轴器的孔径d=48mm，故取d=48mm1 1-2半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔的长度L=84mm1（1） 拟定轴上零件的装配方案（chatu）（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径d=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联轴器3与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的1端面上，故1-2段的长度应比L略短一些，现取l=82mm。1 1-22） 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d=50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙3组、标准精度级的单列 圆锥滚子轴承30311，其尺寸为dxDxT=55x120x31.50，故d=d=55mm；而/ =31.5mm。47-8 7-8右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30311型轴承的定位轴肩高度，因此，取h=5mm，因此，取d=65mm。6-73）取安装齿轮处的轴端4-5的直径d=70mm；齿轮的左端与左轴承之间米用套筒5定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于mm轮毂宽度，故取l=76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度5h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径d=82mm。轴环宽度b>1.4h，取6l=12mm64） 轴承端盖的总宽度为22.5mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间距离/=30mm，故取l=60mm。35） 取齿轮距箱体内壁之距离A2=10mm，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A=10mm，已知滚动轴承宽度T=31.5mm，贝Ul=58mm，3 3-4l=67.5mm。7（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查得平键截面bxh二20mmx12mm，键槽长为63mm，同时为了保证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冬；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mmx9mmx80mm，半联轴器n6与轴的配合为乞。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径k6尺寸公差为m。65、轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的指点位置时，应从手册中查取a值。因此，a=26mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

FtFnhi血FtFnviMv尿TTFmFm=FaFa\lviFtFnhi血FtFnviMv尿TTFmFm=FaFa\lvi从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的列于下表载荷水平面垂直面支反力F 二3271N,NH1F=2046.4NNV1F二1731NNH2F=-172.4NNV2弯矩MM=154.23N・mHM=21.2N・mV1M=21.2N・mV2总弯矩M=250.8N・m1M=250.8N・m2扭矩TT=630.8N・m

6、按弯矩扭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的强度。根据下式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环应变力，取«=0.6，轴的计算应力M2+(aT)2Q=丄3 =13.12MPcaWa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，故得L]=60MP，因此a<L],故安全。—1 a ca —1五．中间轴的设计1 2 34 5 61、求输出轴上的功率P、转速n和转矩T333P=5.23KW，n=240r/min,T=208.11N-m2222、求作用在齿轮上的力2x208.11x2x208.11x103240.9N=4427.NtananCOSP二1669.7NF二FtanP二4882Nat3、初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。于是得3|Pd=A.2=31.3mmmin 0n*2输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d。为了使所选的轴直径d与轴承的2 1—2孔径相适应，故需同时选取轴承型号。拟定轴上零件的装配方案(chatu)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）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d=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙min组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dxDxT二35mmx80mmx22.75mm，故d=d=35；由h>0.07d,可初步给定各轴段的直径，d=40mm，TOC\o"1-5"\h\z1-2 5-6 2-3d=46mm，d二40mm4 4-52）由于轴承端面到内壁的距离已知，且两内壁的间距也已知，齿轮的宽度前面也已经求出，故各段轴长也可求出来:l=47.75mm，l=80mm，l=7.5mm，l=50mm，l=47.25mm1-2 2-3 3-4 4-5 5-6六．高速轴的设计\o"CurrentDocument"8 7 65 4 3 2 1IIIIIIIIIIII1、求输出轴上的功率P、转速n和转矩T333P=5.45KW，n=960r/min,T=54.22N・m1112、 已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=252mm3、 初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。于是得dmin=20mmdmin输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d与联轴1-2 1-2器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩为T二KT，考虑到caA1转矩变化很小，故取K=1.3，则T二KT=70.49N・mA caA1按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL1型弹半联轴器长度L=52mm，性柱销联轴器。半联轴器的孔径d=20mm，故取d半联轴器长度L=52mm，1 1-2半联轴器与轴配合的毂孔的长度L=38mm1（1） 拟定轴上零件的装配方案（chatu）（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径d=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28mm。半联轴器3与轴配合的毂孔长度L=38mm，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的1端面上，故1-2段的长度应比L略短一些，现取l=36mm。1 1-22） 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d=52，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、2-3标准精度级的单列 圆锥滚子轴承30305，其尺寸为dxDxT=25x62x18.25，故d=d=25；4 7-8右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30305型轴承的定位轴肩高度，因此，取h>0.07d，因此，取d=32mm。73） 取安装齿轮处的轴端4-5的直径d=38mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒5定位。已知齿轮轮毂的宽度为57mm，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取/ =55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,5TOC\o"1-5"\h\z则轴环处的直径d=36mm。轴环宽度b>1.4h，取/ =5mm6 5-64） 轴承端盖的总宽度为33.95mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=20.05mm，故取/ =60mm2-35） 取齿轮距箱体内壁之距离a=10，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=4，已知滚动轴承宽度T=18.25mm，贝Vl=40.25mm，l=90mm。4 6-7（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴联接按查得平键截面bxh=10x8,键槽长为55，同时为了保证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H;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为6x6x16,半联轴器n6与轴的配合为乞。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径k6尺寸公差为3.3滚动轴承选择和寿命计算L=磐（C）&（圆锥滚动轴承£=¥其基本额定动载荷为C=145KN）h60nP 3 r计算公式各数值C=C=145KNn=76r/minrP=f(xF+yF)，轻微冲击f=1.0pra pe=1.5tana=1.5xtan20o=0.545F—aF—aFr1255.891749.49=0.718>e所以P=0.4F+0.4cotaF=2875.74Nra106C计算Lh=60n(p)£t・34x108h>10年合格3.4键连接选择和校核轴上键的校核（钢质材料键的许用应力为100-120Mpa）假定载荷在键的工作面上均布，普通键联接的强度条件为2Tx1035 =pkld与齿轮相联接的键：bxhxl=20x12x70求得5=75Mpa<5故安全pp与联轴器相联接的键得5=73.9Mpa<5]故安全pp3.5润滑和密封形式的选择由于低速轮的线速度小于2m/s所以轴承采用脂润滑。对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度.油的深度为H+h H=50h=3411所以H+h=50+34=841其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为180。并匀均布置，保证部分面处的密封性。箱体及附件的结构设计和选择4.1箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构保证齿轮啮合质量。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50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6.3v机体结构有良好的工艺性。铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.2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，以便达到箱体内为压力平衡.E起盖螺钉：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定位销：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.减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚55二0.025a+3>88箱盖壁厚515=0.02a+3>8i8

箱盖凸缘厚度bib二1.55i 112箱座凸缘厚度bb二1.5512箱座底凸缘厚度b2b=2.55220地脚螺栓直径dfd=0.036a+12f