两级展开式圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书目录一 课程设计书1二 设计要求2三 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54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 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198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计30门.联轴器设计30四 设计小结31五 参考资料32一. 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(包括其支承轴承效 率的损失)，减速器小批量生产，使用期限8年(300天/年)，两

2、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 表一：、题号参数12345运输带工作拉 力(kN)运输带工作速度 (m/s)卷筒直径(mm)250250250300300二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)o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. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计 仁传动装置总体设计方案:1. 组成

3、：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 高速级。其传动方案如下：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）。传动装置的总效率几% = 加7皿=X 0.98 X 0.952 x X =;乩为V带的效率，0为第一对轴承的效率，仏为第二对轴承的效率，久为第三对轴承的效率，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

4、选择电动机所需工作功率为：P.'=pw/r| fl=1900X1000X=,执行 机构的曲柄转速为n= 乂"' =mi n,7tD经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i； = 24,二级 圆柱斜齿轮减速器传动比i；=840,则总传动比合理范围为ia=16160,电动机转速的可选范围为rw = idXn= （16160） X=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Y112M4的三相异步电动机，额定功率为额定电流8. 8A,满载转速nm = 1440 r/min,同步转速1500r/mino方案电动机型号额 定

5、功 率kw电动机转 速久in电动 机重 量N参考 价 格 元传动装置的传动 比同 步 转满载 转速总 传 动V带 传 动减速器中嘆寸底»卩安4也脚更卩伸键部伽/如砌1444臾-尺寸显尺寸XHD寸AXB径KDXEFXGD132515X 345X315216 X1781236 X8010X41置的总传动比和分配传动比3. 定 动(1) 总传动比由选定的电动机满载转速z和工作机主动轴转速n,可得传动装置 总传动比为= n « /n = 1440/ =(2) 分配传动装置传动比 、/ 0 Zo X J式中仏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1。=,则

6、减速器传动比为i = Jh = =根据各原则，查图得高速级传动比为/!=,则i2 =i/il =4. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速血=nm /i0 = 1440/=minn 口 =勺 / j I = = m i n/畑=n/& =二 r /m i nni nni "min(2) 各轴输入功率P】=PdX 小=X =PH = PI X T| 2 X 7；3 = X X =T|2X3 = XX =Pn- = X T| 2 X T| 4= X X =则各轴的输出功率：P = P【x= kWP严 PM 二 kWP/Pm X =P“ =Pn X 二 kW(3) 各轴输入

7、转矩TUX小Nm电动机轴的输出转矩Td =9550=9550X 1440= N 所以：巧=7； X /0 X =X X= N mq = 7) X X X % 二 X X X 二 N m丁口 = Tn X /2 X ?；2 X = X X X = mJ 二 丁皿 X “3 X 久二 X X 二 N m输出转矩：T； =TZ X= NmTn=TnX- N m7；=心X二mT” = T” X 二 N m运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/mi n输入输出输入输出电动机轴14401轴2轴3轴4轴5. 设计V带和带轮(1)确定计算功率查课本心*表9-9得：心=1.2Pa = kA

8、 xP =1.2x4 = 4.8,式中匕为工作情况系数，p为传递的额定功 率，既电机的额定功率.选择带型号根据心=4.8, =1.3,查课本片52表8-8和P153表8-9选用带型为A 型带.选取带轮基准直径為，心2查课本片45表8-3和片53表8-7得小带轮基准直径為=90劝，则大 带轮基准直径dd2 = /0 x ddl = 2.3 x 90 = 207 nun，式中£为带传动的滑动率， 通常取(1%2%),查课本表8-7后取厶=224呦。验算带速Vv =兀加也=空9()X 14()0 = 77?/s v35?/s在 525m/s 范围60x100060x1000内，V带充分发挥

9、。(5) 确定中心距a和带的基准长度厶由于0.7(%十)兰旬2(佥十)，所以初步选取中心距a :«0 =1.5(4-2) = 1.5(90 + 224) = 471 ,初定中心距他=471mm ,所以带长， Ld -2a + (dt +d, )4- = 1444.76 mm .查课本 PiV 表 8-2 选取基准2 * ： _长度厶d = 1400mm得实际中心距a = a。+ = 471 -44.76 / 2 = 448.62nun2取 d = 450？(6) 验算小带轮包角勺=180°- d<il 'Zjl x = 162.94°,包角合适。a兀

10、(7) 确定v带根数z因 ddx = 90mm ,带速 v = 6.79m/s ,传动比i0 = 2.3,查课本片我表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 “0 = 10.7.A/?() = 0.17 .查课本片42表8-2得K产.查课本P154表8-8,并由内插值法得Kd =由片54公式8-22得Z =仏=4.20(Po + p0)xkakt (1.07 + 0.17)x0.96 x 0.96故选Z二5根带。(8) 计算预紧力化查课本P145表84可得<7 = 0. lkg/m,故：单根普通V带张紧后的初拉力为F) =500x(-l) + v2 = 48xXX)(22

11、-1)+ 0.1x7门2 = 158.807V zv ka5x7.17 0.96 计算作用在轴上的压轴力巧，利用匕5公式8-24可得：F=2zxRsin - = 2x5x15&80 x sin 121 = 570.43Np 0 2 26. 齿轮的设计(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滾钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z严24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBSZ2 = i X乙= X24=取 Z2=78.

12、 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要尺寸 按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选K =查课本心5图10-30选取区域系数Z二 由课本 “4 图 10-26 阳=0.78% = 0-82贝 £a =0.78+0.82 = 1.6由课本P绅公式10-13计算应力值环数叫二60小儿二60XX1X (2X8X300X8)= X109hN2= =X108h #为齿数比，即二玉) 查课本P2O3 10-19 图得：Khni= KHN2 = 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=l,应用忌公式W-12得: 巾严人間二X550二 MPa

13、S巾2 二 KhnEe 二 x450=432 MPas许用接触应力b = (b , + b 2)/2 = (511.5 + 432)/2 = 471.15MPa查课本由片98表10-6得：Z£ =n 由 P201 表 10-7 得:=1T=X1O5X/>/n, = X1O5X=X 43设计计算小齿轮的分度圆直径2笛刁 i( +1 zZZg、2g 11to-,.2x1,6x4.86x10-x4242.433x189.8 2 “畑讪V 1x1.63.25471.75计算圆周速度u砒内=60x10003.14x49.53x626.09 z=1.62/7?/ s60x1000 计算齿宽

14、b和模数计算齿宽b计算摸数叫初选螺旋角0 = 4°=2.00mmdu cos 0 _ 49.53 x cos 14 Z24 计算齿宽与高之比% 齿高 h二 mnt - X = mm% =49% 计算纵向重合度勺二才Z tanp = 0.318 x 1x24 x tan 14° 二 计算载荷系数K使用系数心二1根据v = 1.62/77/5,7级精度，查课本由片92表10-8得 动载系数Ky二，查课本由心4表10-4得K”的计算公式：K附二 1.12+O.1&1 + O.60,) x/ + X10-3 Xb=+(1+x X1 + X10-3 X =查课本由片95表10

15、-13得：二查课本由片93表10-3得：KHa = KFa=故载荷系数：K = Ka Kv Ka K" =1 X X X = 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数叫= 51.73 x cos 14“ Z124=2.09/7/?/4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式升(1) 确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩= m确定齿数z因为是硬齿面，故取zi=24, Z2 = i 2i zi = X24=传动比误差 i=u = Z2/ zi=78/24= i =%兰5%,允许计算当量齿数J -0zyi =zi/cos'戸=24/ cos114 =Zf2 =Z2/COS0

16、=78/ cos314 = 初选齿宽系数d 按对称布置，由表查得d=1 初选螺旋角初定螺旋角 = 14° 载荷系数KK = IQ Kv K=1 X X X =®查取齿形系数Y壷和应力校正系数Y统查课本由P叨表10-5得：齿形系数Y矩i= Y他=应力校正系数丫他=丫购=重合度系数Y端面重合度近似为気=(丄+丄)cos0 = -X (1/24+1/78)Z Z2Xcos14* =arctg (tg/cos") =arctg (tg20°/cos14)=°A =。也g嘟cos 舛)=因为/cos 2 A ,则重合度系数为Yr =+ COS2 =螺旋角

17、系数"轴向重合度 %二处血0/砌& = axsinlJ/rx209Y戸= 计算大小齿轮的匕厶E安全系数由表查得Sf =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 =60X X1 X8X300X2X8=X108大齿轮应力循环次数N2 = N1/u=X108/=X108查课本由?204表10-20c 得到弯曲疲劳强度极 限小齿轮勺川=500M<大齿轮=380M<查课本由P叨表10-18得弯曲疲劳寿命系数：K FJV2取弯曲疲劳安全系数S=0.86x5001.4= 307.14b 二 Kfn9ff20.93x380L4=252.43込=b“

18、2.592x1.596307.14= 0.01347YfJsj _6】2=2,211X1,774-0.01554252.43大齿轮的数值大选用.设计计算计算模数3min = 1,26mm2xl.73x4.86xlO4 x0.78xcos214x0.01554 V1x242 x 1.655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 mn=2mm但为了同时满足接触疲劳強度，需要按接触疲劳強度算得的分度圆直径d, = nun来计算应有的齿数.于是由:_ 51.73xcosl4z厂取 z,=25那么 z2 =

19、X25=81几何尺寸计算计算中心距 a=忆=(2W1)2二mm2 cos p 2xcosl4将中心距圆整为110 mm按圆整后的中心距修正螺旋角0 二鮎 ccosR+Z?)®2a(25 + 81)x2=arc cos-2x109.25= 14.01因“值改变不多，故参数邑，“ Z力等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径._25x2 _d 一 - =一 mmcos/7 cosl4.01._81x2_d、一 - “ =一 nun cos/? cos 14.01计算齿轮宽度B 二=1 x51.53劝=51.53> nun圆整的 3=50=55(二)低速级齿轮传动的设计计算(1)材料：

20、低速级小齿轮选用45之钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS取小齿齿数Z严30速级大齿轮选用45和钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z2 = X30=圆整取z2=70.(2)齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值 试选K尸 查课本由P215图10-30选取区域系数Z二 试选0 = 12。，查课本由P?舛图W-26查得£a - £al - £a=+=应力循环次数N,=60X nX jXLn=60X X1 X (2X8X300X8)= X10sN.=-= 4 45-l()l = X108-i

21、2.33由课本心3图10-19查得接触疲劳寿命系数K HNI 二K HN2 -查课本由P缈图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳強度极限b 間=600MP°, 大齿轮的接触疲劳強度极限b 沏=550 MPa 取失效槪率为1%,安全系数S=,则接触疲劳许用应力K2呗二()9乜6()() = 5M MpaS1b 2 二 KZhm2 二 X 550/1 =517 MPas=Q阳 +bh,“2)= MPa2查课本由片98表10-6查材料的弹性影响系数ZE = a选取齿宽系数(f)d = 1T=X105 X /h2 = X1O5 X=X 4;J 2K,TX «±1 Z

22、uZExl _j2xl.6xl4.33xl043.33 z 2.45 x 189.827 e皿u b1x1.712.33540.5二 nun2. 计算圆周速度"旦“65.715.24 = 心 60x100060x10003. 计算齿宽b=dlz=1 X = mm4. 计算齿宽与齿高之比%模数m( 二心0 = 65.7122 “.142讪nt Z|30齿高 h=XmH=X = mm% =5. 计算纵向重合度sfi = 0.318如| tanp = 0.318 x30xtan 12 = 2.0286. 计算载荷系数KK/+(1+0；M+X1O-3Xb=+(1+ X10-3 x =使用系数

23、心=同高速齿轮的设计，查表选取各数值K、二 K” 二 K Ha =K Fa =故载荷系数K= KAKvKHdKup-" X X X =7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3 Jd,=d 3= X '-LZZ = 72.9nmi V 1.3计算模数叫=心0 = 72.91512 = £ 3772枫n可303. 按齿根弯曲强度设计mJ旳丫如化亦- 0忆昵刁确定公式内各计算数值(1 )计算小齿轮传递的转矩爲= m(2)确定齿数z因为是硬齿面，故取zi=30, Z2 = i Xzi= X30 =传动比误差 i=u = Z2/ zi =30 =A i=%<5%,允许

24、(3) 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得(4) 初选螺旋角初定螺旋角0=12°(5) 载荷系数KK = Kz K* K血 K=1 X X X =(6) 当量齿数zvi =zi/cos? = 30/ cos! 12 =Zm2 =Z2/cos'0 = 70/ cos ' 12 =由课本P叨表10-5查得齿形系数Y壷和应力修正系数YYrai = 2.491,咯 2 = 2.232 YSal =1.636,2 =1-751(7)螺旋角系数Ya轴向重合度 二处m 0/砌爼=0护增0/兀=丫戸=1_%0门20° =(8)计算大小齿轮的匸區6 查课本由P细图10-20c

25、得齿轮弯曲疲劳强度极限6卜* = 500 MPabpE? = 380 MPa查课本由P绅图10-18得弯曲疲劳寿命系数K AWl =K 刖2 =S二二仏啦=°9°兰()()=321.43MP二心2%2 = °9空3X() = 252.43MP,F 2 S1.4a计算大小齿轮的如直，并加以比较E鱼如_ = 2.491 x 1.63& = ° 01268% h 321.436 b大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数J /2x 1.6848xl.433xlO5 x0.797xcos212x0.01548, 一”、mm = 1 .j472

26、inm” V1x30x1.71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mK=3mm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d严来计算应有的齿数.72.91xcosl2取 Z|=30z2 = X30=取 Z2=70初算主要尺寸计算中心距 a=忆+宀叫=“°+ 70)2二讪2cos0 2xcosl2将中心距圆整为103 mm修正螺旋角0二arccos（乙+Z?）叫2a（30 + 70）x2=arc c os2x103= 13.86因0值改变不多，故参数邑，乙等不必修正分度

27、圆直径 _ zxnit 30x2_d 二 1 h =-mmcos/? cos 12-_70 x 2 _d = 一 _- =一 nun- cos p cos12计算齿轮宽度b =（f）Adx = 1x72.91 = 72.91mm圆整后取 B = 15 nun B2 = SO mm低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1 .各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.各轴转速n幻(r/mi n)(r/min)% (r/min)%(r/min)3.各轴输入功率P号(kw)& (kw)Fjh (kw)Pr (kw)4.各轴输入转矩T石(kN m)% (kN m)Tjn (kN m)Tn-(kN

28、m)5.带轮主要参数小轮直径i(mm)大轮直径心(mm)中心距a(mm)基准长度心(mm)带的根数z90224471140057.传动轴承和传动轴的设1.传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P”转速鸟，转矩八P3=/?3=mi nT3 二.tn.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为-mm2T而F.,二于二F = Fr= 43486x tan2° =1630.06cos0cosl386"Fn=tan 0二 X 二圆周力F，径向力及轴向力F。的方向如图示：(3). 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，根据课本出6

29、i表15 -3取儿=112输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径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也表14-1,选取氏=1.5：=1.5 x 311.35 = 467.0275N"因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22-112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cl = 40",故取£_| = 40人半联轴器的长度L = 1 2mrn.半联轴器与轴配合的毂孔长度料=84”(4).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，I -11轴段右端需要制出一轴肩，故取

30、II-III的直径=41 mm ;左端用轴端挡圈定位，按 轴端直径取挡圏直径D = 50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔2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 - |的 长度应比 略短一些，现取/_n = 82nun 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心=47林，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.dDB(1、6轴承代号4585197209AC4585197209B45100257309B5080167010C5080167010AC5090207210C2. 从动轴

31、的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 dxDxB = 50mmxSOmmx 16mm,故= 训_训=50mm ;而 = 6mm .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 承定位轴肩高度力0.07tZ,取力=3.5叽因此"(yj = 57 mm, 取安装齿轮处的轴段如=58,肋；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=12nun.齿轮的左端采用轴肩定 位，轴肩高,取v_vi = 65mm .轴环宽度Z? X1.4，取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承

32、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 外端面与半联轴器右端面间的距离/ = 30"，故取/|_川=50 nun . 取齿轮距箱体内壁之距离a=16/w»，两圆柱齿轮间的距离 c=20inm .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5二8 mm ,已知滚动轴承宽度T=16 nun ,高速齿轮轮毂长L二50柳，则/vli_ul = T + $ + a + (75 72) = (16 + 8 + 16 + 3)曲=43"”，iv_v L+s + c + a /|n_h' - v-vi=

33、(50 + 8 +20+16-24 = 62mm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20-149表.对于7010C型的角接触球轴承,a=16. 7mm,因此，做为简支梁的轴的支承 跨距.L2 + 厶=114.8"” + 60.8"” = 175.6mmFg =F =4348.16x- = 1506AA/,笃 + 厶175.6= 4348.16x = 2843= 809N；W2 =F一 Fnv1 =1630 -809 = 821NMu = 172888 8N nunMvl = FNVL2

34、= 809 x 114.8 = 92873 2N mmMV2 = FNV2L3 = 821 x 60.8 = 49916 .8/V nunM = JM： +m£ = >/1728892 +928732 = 196255N mmM. =179951传动轴总体设计结构图：1A7.7們耳.口5048GQVI-说PJ（从动轴）（中间轴）（主动轴）从动轴的载荷分析图:6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据b 二_ /1962552 +(1x311.35)2% _ W _ ”0.1 x 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得cj 二 60MP。< bj 此轴合理

35、安全7. 精确校核轴的疲劳强度.(1) .判断危险截面截面A, II, lll,B只受扭矩作用。所以A II III B无需校核.从应力集 中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VII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VI的应力集中的影响 和截面VII的相近，但是截面VI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IV和V显然更加不必要做強 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VII左右两侧需验证即可.(2)

36、.截面VII左侧。抗弯系数 W=J3= x503=125 00抗扭系数wr=t/3=x 50'=25000截面VII的右侧的弯矩M为M =M.x 608-16 = 14460W mm1 60.8截面IV上的扭矩T3为T、= N m截面上的弯曲应力.% _311350 一斫一 25000=12.45MP"MCT.=144609 _.57Mp“” W 12500 截面上的扭转应力轴的材料为45钢。调质处理。由课本饪表15-1查得:% =64OMPab“=275ME7, =55MPa因丄= =0.042=遅= 1.16d50d 50经插入后得b厂巧二轴性系数为爲=0.82qr-K戶

37、+ %（乞-1）二匚二1 +条（帀-1）=所以 5 = 0.67£r = 0.82几=伏=0.92综合系数为： Ka =K尸碳钢的特性系数 = 0.10.2取件=0.050.1取安全系数S“Q 一J_a ”心6+久6'kS +（p,tmSg : =10.5 MS二所以它是安全的截面IV右侧抗弯系数W二/二 X503=12500抗扭系数wy=t/3 = x 50'=25000截面IV左侧的弯矩M为 MP 33560截面IV上的扭矩7；为 T=295截面上的弯曲应力 er. = = 133?6（）= 10.68b W 12500截面上的扭转应力二 二 294930

38、76;25000= 11.80+ -1 = 2.8Pa所以心=0.67 综合系数为:sT = 0.82 PG = Pr = 0.92K,= Kf=碳钢的特性系数(pr =0.05 0.1 取(pa =0.10.2取安全系数S口g +05s“ Js； + S；所以它是安全的8键的设计和计算 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 d2=55d3=65查表6T取： 键宽 b、= 6h,=10厶产36厶J厶b3=20hs=12厶二 50 校和键联接的强度查表6-2得勺二门0MP。工作长度 l2 -L2-b2 =36-16=20l3 = L5 b3 =50-

39、20二 30 键与轮毂键槽的接触高度K、二 h,二5 由式(6-1)得:=52.20_ 23x10' _ 2x143.53x1000 八"KM 5x20x55Vp_27；xlO3 _ 2x311.35x10006x30x65bp* =两者都合适取键标记为:键 2： 16X36 A GB/T1096-1979 键 3: 20X50 A GB/T1096-19799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，大端盖分机体采用竺配合.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. 考虑到机体内零件的润滑

40、，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二3。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強密封，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

41、， 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

42、较重的物体.减速器机体结构尺寸如下:名称粘 口 付万计算公式结果箱座壁厚CTcr = 0.025d + 3>810箱盖壁厚66 =0.02« + 3>89箱盖凸缘厚度5b、= 1 5b12箱座凸缘厚度bb = 1.5cr15箱座底凸缘厚度b26 = 2.5cr25地脚螺钉直径d, =0.036d + 12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径/ = 0.72M12机盖与机座联接螺栓直径d2= () dtM10轴承端盖螺钉直径心二（） d（10视孔盖螺钉直径仏二（）J8定位销直径dd- C) d28心,心至外机壁距离c,查机械课程设计指导书表4342218d, , “2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端