热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的设计

1、湖南工业大学机 械 设 计 基 础 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 学号 题 目 热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日2012年 1 月 1 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸若干张4装配图15零件图26湖南工业大学机 械 设 计 基 础 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械

2、设计课程设计 指导教师 刘扬 职称 教授 学生姓名 专业班级 学号 题 目 热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 25 日2012年 1 月 4 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸若干张4装配图15零件图26湖南工业大学课程设计任务书2009-20010学年第一学期 机械工程 学院 机械设计 专业 0903 班级课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的设计 完成期限：自 2011年12月21日 至 2012

3、年1月1日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输带所需扭矩：400 N·m；运输带速度：0.9 m/s；卷筒直径D：450 mm工作条件：用于传送清洗零件,双班制工作，工作时有轻微震动, 小批量生产，运输带速度允许误差±5%，使用年限10年(其中轴承寿命为3年以上)。二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速器装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作

4、 内 容2011.12.24-2011.12.25传动系统总体设计2011.12.25-2011.12.27传动零件的设计计算；2011.12.27-2012.1.3减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2012.1.4-2012.1.5交图纸并答辩主要参考资料1.濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2.金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.3.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）4.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社）5.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）6机械原理（朱理主编 高等教育出版社）7.互换性与测量

5、技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）8.机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 9.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）指导老师（签字）： 2011 年11 月 10 日系（教研室）主任（签字）： 2011年 11 月 20 日机 械 设 计设计说明书展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的设计起止日期： 2011 年 12 月 24 日 至 2012 年 1 月 5 日学生姓名邹星班级学号成绩指导教师(签字)41目 录1 设计任务书12 传动方案的拟定23 原动机的选择34 确定总传动比及分配各级传动比65 传动装置运动和运动参数的计算76 带传动的设计与计算87 齿轮传动的设计及计

6、算118 轴的设计及计算209 轴承的寿命计算及校核3110 键联接强度的计算及校核3311 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3412 减速器箱体及附件的设计3613 设计小结3914 参考文献40一、设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。图1.1带式运输机的传动装置1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带所需扭矩：M=400 N·m运输带的工作速度：v=0.9m/s；卷筒直径：D=450mm；使用寿命：10年（其中轴的寿命为3年），双班制工作，每班8小时，工作时有轻微振动。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运

7、输带速度允许误差为带速度的±5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。二、 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示图2.2展开式直齿圆柱齿轮减速器1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-卷筒 6-运输带 上图为展开式的两级直齿圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，应用范围广，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，轴端联结选择弹性柱销联轴器，输入轴伸出端和输出轴伸出端的位可根据需要来选择。因此当轴承发生相对弯曲变形时，容易引起载荷沿轮齿齿宽方向分布不均匀，故宜用于载荷较平稳的机械中。三、原动机的选择3.1

8、选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1 工作机（滚筒）的转速为 =（r/min） 经查表，V带的传动比为24，二级圆柱齿轮减速器的传动比为840，故，总传动比的合理范围=16160。所以电机的转速可选范围为：= =（r/min）3.2.2传送设备所需的有效功率为上式中：工作机所需的有效功率（KW） 带所需扭矩（N·M）3.2.3传动装置所需要的总效率： 根据设计指导书中第66页中表4-4查得，各个部件效率取值如下表格：表3.2.3.2各部件传动效率各部件传动效率代号传动效率值(V带传动

9、效率)0.93 (滚动轴承)0.98 (联轴器)0.99 (双级圆柱齿轮)0.97由图3.2.3.2得：=3.2.3 电动机所需功率为 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】第207页中表8-53所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。电动机型号主要有Y100L1-4和Y112M-6,传动系统的传动比为 前者转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传送带和两级齿轮传动实现。所以选Y100L2-4.表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵载转速额定转速堵载转速额定转速Y100L2-42.214202.22.2四、 确定总传

10、动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比， 上式中：i总传动比 电动机的满载转速（r/min）4.2 分配传动比 根据文献【1】第155页中带传动的传动比适用范围i=25,取其传动比为，则减速器总传动比为 根据文献【2】第68页双级直齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为；低速级传动比 五、 带传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机1轴、2轴,3轴，4轴。5.1 各轴的转速（单位：r/min) 5.2各轴输入功率(单位：kw)5.3 各轴输入转矩 6 带传动的设计与计算6.1确定计算功率Pca根据文献【1】第156页表8-7查得工作情况系数KA=1.2,

11、故 6.2 选择V带的带型根据Pca ,nm由文献【1】第157页图8-10选用Z型。6.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v6.3.1 确定小带轮直径根据文献【1】第155页表8-6和第157页表8-8，取小带轮的基准直径dd1=80mm。6.3.2验算带速v 因为5m/s<v<30m/s,故带速适合。6.3.3计算大带轮的基准直径dd2。 根据文献【1】第157页表8-8,圆整为dd2=250mm.6.4确定V带的中以距a和基准长度Ld6.4.1初定中心距0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 取a0=500mm。6.4.2 计算带所需要的基准长度 据文献【1】第14

12、6页表8-2得Ld=1600mm6.4.3实际中心距6.5验算小带轮上的包角16.6计算带的根数z6.6.1计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=80mm和nm=1420r/min,据文献【1】第152页表8-4a得P0=0.35kw由n1=1420r/min,i=3和Z型带，据文献【1】第153页表8-4b得P0=0.03kw据文献【1】第155页表8-5得=0.95，据文献【1】第146页表8-2得KL=1.16于是6.6.2 V带的根数为z=66.7 计算单根V带初拉力的最小值（F0)min据文献【1】第149页表8-3得q=0.06kg/m,所以 应使带的实际轴力F0>(F0)m

13、in。6.8 计算压轴力FP 压轴力的最小值为 7、齿轮传动的设计及计算7.1高速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照图1已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：（1）齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动（2） 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器，速度不高，按照教材【1】中表10-8，选择8级精度（GB2008-88）（3） 材料选择 由教材【1】中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS（4） 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 齿数比7.1.2按齿面接触强度设计（1）确定公式内各计

14、算数值 由设计计算公式（10-9a）进行计算： 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩。 由文献【1】中表107知齿宽系数 由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数由文献【1】中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数 ；计算接触疲劳许应力取失效概率为1%，安全系数S=1由文献【1】中式10-12得（2）计算 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中较小者的值。 算圆周速度 计算齿宽b 计算齿宽与齿高比模数 齿高所以有 计算载荷系数据 和8级精度，由图10-8查动载荷系数直齿轮由文献【1】中表10-2查得使用系数由文献【1】中表

15、10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时 由 ， 在文献【1】中查图10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献【1】中式10-10a得 （其中） 计算模数m 7.1.3 按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式（1）确定公式内各计算数值 由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 , 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由【1】中式（10-12）得 计算载荷系数K 查取齿形系数由文献【1】中表10-5查得 查取应力校正系数由文献【1】中表10-5查得

16、 计算大小齿轮并加以计算 大齿轮的数值大。2. 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数0.721并根据GB1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数 取7.1.4高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20°

17、;21154.38214640.550.351大齿轮92184179186467.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1） 选用直齿圆柱齿轮传动（2） 传动速度不高，选择8级精度（GB2008-88）（3）材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 调质 硬度240HBS（4） 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 7.2.2按齿面接触强度设计（1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数 小齿轮传递的扭矩 由教材【1】中表10-6查得材料弹性影响系数 由教材【1】中表10-7选取齿宽系数 由教材【1】中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳

18、强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由教材【1】中式（10-13）计算应力循环次数 由教材【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数 ， 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% ， 安全系数S=1由教材【1】中式（10-12）得 2.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入的较小值。 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽与齿高比模数m 齿高 计算载荷系数据 ，8级精度。由中图10-8查动载荷系数。直齿轮。由教材【1】中表10-2查得使用系数。由教材【1】中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时 由 查教材【1】中图10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-1

19、0a得 计算模数m 7.2.3按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式 （1） 确定公式内各计算数值 由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮的 大齿轮的数值大（2）设计计算 根据2中表101就近圆整为标准值计算小齿轮齿数 计算大齿轮齿数 7.2.4 低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 中心距 齿轮宽度 8 轴的设计及计算考虑到低速轴的受力大于高速轴，

20、应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。8.1 低速轴的设计8.1.1 轴的受力分析1）输出轴上的功率P=2.2kw，转速n=40r/min，转矩T=183509.8 N·mm由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力：大齿轮的分度圆直径：大齿轮的圆周力：大齿轮的径向力：N8.1.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。8.1.3轴的最小直径根据教材中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据教材中表15-3按45钢查得 低速轴的功率（KW）， 低速轴的转速（r/

21、min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据教材中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据教材中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N·m。其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，图7.2 LX2型弹性柱销联轴器结构形表8.1LX2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转

22、矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量kgY型J、J1、Z型LL1LLX1250850012,143227-9040202.50.002216,18,1942304220,22,24523852LX2560630020，22，2452385212055282.50.009525，2862446230，32，35826082由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。8.1.4 轴的结构设计8.1.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图8.3所示，图8.3 低速轴的

23、结构与装配8.1.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据教材中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力的作用，根据教材中表13-1可选深沟球轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取深沟球轴承6024，其基本尺寸资料如下表7.2所示：表7.2 6204型深沟球轴承

24、参数数值mm标准图d20D47A13.5b7a6.75B14由上表7.2可知，该轴承的尺寸为，故；而，左端轴承采用轴肩进行轴向定位。由文献2表8-30查得mm故取轴处轴段-的直径齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂宽度为82mm，为了使套筒端面可以紧靠齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取齿轮左端采用定位轴肩的高度故取则轴段-的直径轴环的宽度应满足取。 取轴承端盖的总宽度为。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,故取。 根据轴的总体布置简图可知，大圆柱齿轮距箱体内壁之间距离，齿轮与圆柱齿轮之间的距离。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在

25、确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据教材图15-21中可初取大圆齿轮轮毂长，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。8.1.4.3 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圆头普通平键连接。根据教材中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，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；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。8.1.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据教材中表15-2查得，取轴端

26、倒角为。8.1.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图8.4）做出轴的设计简图（8.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30204型圆锥滚子轴承，由上表8.1中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下： 图8-3 低速轴的受力分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T8.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中15-5式查得，式中：C截面的计算应力（M

27、Pa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中P373应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得。因此，故安全。8.2.7 精确校核轴的疲劳强度8.2.7.1 判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截

28、面的相近，但截面不受扭矩作用，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，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。根据文献【1】中附表3-4和附表3-8可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。8.2.7.2 分析截面左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献

29、【1】中附表3-2查的。因，经差值后可查得，根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数，根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴安全。8.2.7.3分析截面右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系

30、数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。9 轴承的寿命计

31、算与校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。9.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力：9.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，两个轴承型号均为6204型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷，可得：9.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得6204型的深沟球轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的

32、派生轴向力为：因为 故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 。9.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为，根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为9.5轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=40r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。10 键联接强度校核计算10.1普通平键的强度条件根据文献【1】表6-1中可知，式中：传递

33、的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。10.2高速轴上键的校核对于键，已知：于是得， ，故该键安全。对于键，已知：于是得， ，故该键安全。10.3中间轴上键的校核对于键已知：于是得， ，故该键安全。对于键已知： 于是得， ，故该键安全。10.4低速轴上键的校核对于键已知：于是得， ，故该键安全。对于键已知：于是得， ，故该键安全。11 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择11.1齿轮的滑方式及润滑剂的选

34、择11.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。11.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中图4-7中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm2/s）。11.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择11.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 低速轴轴承：故轴承均应采用脂润滑。11.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表17-2

35、中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。11.3密封方式的选择11.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。11.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。12 减速器箱体及附件的设计12.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。12-1 铸铁减速器箱体结构尺寸表 mm 名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b2

36、2.512、12、20地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+11212地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df10箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df8联接螺栓d2的间距l8015090轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df6视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-218df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-216轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准70外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）40大齿轮顶圆与箱

37、体内壁距离11.216齿轮端面与箱体内壁距离28箱座肋厚mm0.858轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径85、120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD285、12012.2减速器附件的设计12.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。12.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M16×1.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气

38、器如下图11-2所示。 图12-2 视孔盖图12-1 通气塞12.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。图12-4 油标图12-3 放油螺塞 12.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图12-4所示。12.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图12-5和图12-6所示。 图12-6 吊钩图12-5 吊环螺钉12.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图12-7所示。 图12-8定位销图12-7 启盖螺栓 12.2.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速