二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书品总结

1、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,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（mr）i250250250300300二. 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

2、. 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带设置在高速级。其传动方案如下：IV该运输机两班制工作，传送运行速度允许误差为土5%,工作平稳，使用期限为 5年。原始数据：滚筒直径：4

3、00 mm传送带运行速度： 0.95 m/s传送带主动轴所需扭矩950 N m31 电动机 2带传动 3减速器4 联轴器 5 滚筒 6传送带图一：（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a3232a 汕 23 32 4 5 = 0.96 x 0.98 x 0.95 x 0.97 x 0.96 = 0.759 ；,为V带的效率，1为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，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

4、电动机所需工作功率为：P - = P/耳！= 1900 x 1.3/1000 x 0.759 = 3.25kW,执行机构的曲柄转速为1000 60vn=82.76r/mi n ,二 D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i 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i _ = 16160,电动机转速的可选范围为n_ = i丄x n=( 16160)x 82.76 =1324.16 13241.6r/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 Y112M 4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转

5、速nm =1440 r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速/min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1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L x( AC/2+AD) x HD底脚安装尺寸Ax B地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸DX E装键部位尺寸 Fx GD132515 x 345 x 315216 x 1781236 x8010 x 413.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n T和工作机主动轴转速n ,可得传动装置总传动

6、比为ia = n日/n =1440/82.76 = 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = i0 x i式中i0,i1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i1 = 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 = nm /i0 = 1440/2.3 = 626.09r/minn = n / i 1 = 626.09/3.24 = 193.24r/minn皿=n / i2 = 193.2

7、4/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min(2) 各轴输入功率P = Pd X 1 = 3.25 X 0.96 = 3.12kW卩孔=Pi Xn 2X 3 = 3.12 X 0.98 X 0.95 = 2.90kWPm = R Xn 2X 3 = 2.97 X 0.98 X 0.95 = 2.70kWPw = Pm X n 2 X n 4=2.77 X 0.98 X 0.97 = 2.57kW则各轴的输出功率：R = R X 0.98=3.06 kWPn = Rj x 0.98=2.84 kWRm = Pm X 0.98=2.65kWPiv = Piv X 0.9

8、8=2.52 kW(3) 各轴输入转矩T1 = Td x i0 x 1 n -mP电动机轴的输出转矩 Td =9550 d =9550 X 3.25/1440=21.55 N-nm所以：Ti = Td X i0 X 1 =21.55 X 2.3 X 0.96=47.58 N -mTn = Ti X i1 X 1 X 2=47.58 X 3.24 X 0.98 X 0.95=143.53 N -m Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =143.53 X 2.33 X 0.98 X 0.95=311.35 N -m Tv =Tm X 3 X 4=311.35 X 0.95 X 0.97=28

9、6.91 N -m 输出转矩：Ti = Ti X 0.98=46.63 N -mFTn = Tn X 0.98=140.66 N -mTm = Tm X 0.98=305.12 N -mFTw = Tv X 0.98=281.17 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/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936.齿轮的设计(一)高速级齿

10、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45二钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1 =24高速级大齿轮选用 45祥钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2 =i X Z1=3.24 X 24=77.76Z2=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要尺寸按齿面接触强度设计32KtT1 u_1V %备 ud1t -zh ze、2(m)确定各参数的值：试选Kt=1.6P215 图 10-30P214 图

11、10-26查课本由课本d1t42 1.6 4.86 101 " .64.243.25(2.433 189.8)471.75=49.53mm选取区域系数Z H =2.433匚，=0.78； 一.2 = 0.82则；一 =0.78 0.82 =1.6 由课本P202公式10-13计算应力值环数N1 =60n1j L =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8) =1.4425 X 109hN2 = =4.45 X 108h #（3.25 为齿数比,即 3.25=）Zi 查课本 P203 1 0-19 图得：K7=0.93 K ；t=0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概

12、率为1%,安全系数S=1,应用F2o2公式10-12得:二H 1 =:Khn1 Hlim1 =0.93 X 550=511.5SMPa二H 2 =Khn 2" H lim 2 =0.96 X 450=432MPaS许用接触应力6=(匸H1 二h2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa 查课本由P198表10-6得：Ze =189.8MP a 由 P201 表 10-7 得：；=155T=95.5 X 10 5 X P /n1 =95.5 X 105 X 3.19/626.09=4.86 X 10 4 N.m3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t 计算圆周速度：=

13、1.62m/ s二小牡 rh= 3.14 49.53 626.0960 1000 60 1000 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数mn初选螺旋角：=14mnt =d1t cos :乙49.53 cos1424二 2.00mm 计算齿宽与高之比 b人齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmb = 49.53=11.01h4.5 计算纵向重合度；=0.318 ：dtan ： =0.318 1 24 tan 14 =1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v =1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数K

14、V=1.07,查课本由P194表10-4得Kh;的计算公式：KH ： =1.12 0.18(1 0.6 d 2)：汀 +0.23 X 10 " x b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10 X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K < =1.35查课本由 P193表 10-3 得：K h-. = Kf：.=1.2故载荷系数：K= K丄 K I K H K H ： =1 X 1.07 X 1.2 X 1.42=1.82hghP 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径33 1'1 82d1 =d1t . K/Kt =49.53 X=

15、51.73 mm1.6计算模数mnd1 cos : mn4.乙齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式35173 cos14 二 2.09mm242KY ： cos2迄仁确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 '1 = 48.6 kN m确定齿数z因为是硬齿面，故取z 1= 24, z 一 = iz 1 = 3.24 X 24= 77.76传动比误差i = u= z_/ z . = 78/24 = 3.25 i = 0.032 % 15%,允许 计算当量齿数=z I /cos=78/ cos 314 = 85.43初选齿宽系数- J按对称布置，由表查得-】=1初选螺旋角初定螺旋角=14载

16、荷系数KK= Kf. Q kLzzL = z：/cos3=24/ cos 314 = 26.27K " =1X 1.07 X 1.2 X 1.35 = 1.73 查取齿形系数 Y；和应力校正系数 Y；查课本由R97表10-5得：齿形系数丫以=2.592 Y = 2.211应力校正系数 丫丄=1.596'、亠=1.774 重合度系数Y'1 1端面重合度近似为-=1.88-3.2 X () COS ： = 1.88 3.2 X (1/24 + 1/78 ) X cos14Z1 Z2=1.655= arctg (tg 订/cos、)= arctg (tg20 /cos14

17、) = 20.64690 二二；=14.07609 :因为：L=：.+ /COSA ,则重合度系数为 Y= 0.25+0.75 cos= 0.673 螺旋角系数丫、轴向重合度宀=昭53 Sin14° = 1.825,兀 x 2.09Y = 11 ；C = 0.78Yf Fs 计算大小齿轮的Qf安全系数由表查得S= 1.25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 271.47 X 1X 8X 300 X 2 X 8= 6.255 X 10.大齿轮应力循环次数N2= N1/u = 6.255 X 10./3.24 = 1.9305 X

18、10.查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮二 FF1 =500MPa大齿轮二 FF2 =380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数：kFN1 =0.86K刑2=0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.42K fn1ff1S0.86 5001.4= 307.14K FN2 J FF2S0.93 3801.4Yf.Fs.12.592 1.596307.14= 0.01347±2空：2 _ 2.211 1.774IW 252.43= 0.01554大齿轮的数值大.选用. 设计计算计算模数mn2 1.73 4.86 1040.78 cos214 0.01554

19、2mm 二 1.26mm1 241.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73 mm来计算应有的齿数于是由：51.73 cos14z1=25.097 取 z1 =25mn那么 z 2 =3.24 X 25=81几何尺寸计算计算中心距 a=(Z1 Z2)mn=(25 81)2=109.25 mm2cosP 2xcos14将中心距圆整为 110 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角= 14.01R(Z1+Z2)mn

20、(25+81)x2-=arccosarccos 2a2x109.25因值改变不多，故参数 二，k :, Zh等不必修正计算大.小齿轮的分度圆直径d1 =25 2cos14.01=51.53 mmz2mn8V< 2d2 =丄=166.97 mmcos ：cos14.01计算齿轮宽度B= L© = 1 51.53mm 二 51.53mm圆整的B2 -50B_! =55(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45二钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数 乙=30速级大齿轮选用 45禰正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z 2 =2.33 X 30=69.9 圆整

21、取z 2 =70.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Kt =1.6 查课本由P215图10-30选取区域系数ZH =2.45 试选：=12°,查课本由P214图10-26查得；一.1 =0.83； -2 =0.88； . =0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60X n2 X j X Ln =60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45 X 108N2N18445 102.33= 1.91 X 108由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.

22、94KHN2 = 0.97查课本由P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim 600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限二H lim 1 = 550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力= 564 MPa_ K hn H liml _ 0.94 6001；_H 2 = Khn2'“ H|im2 =0.98 X 550/1=517 MPaS；h=Hlim1 3 =540.5 MPa2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数'd二155T=95.5 X 105 X P2 /n2 =95.5 X 10

23、5 X 2.90/193.24=14.33 X 104 N.m32KE u _1(-xu(ZhZE、2二 h43 2 1.6 14.33 103.332.45 189.8 23 ( )2.33540.51 1.71=65.71 mm 2.计算圆周速度：d 1t n?二 65.71 193.24-60 1000=0.665 m/ s60 10003.计算齿宽b= d d1t=1X 65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比 b人=65.71 如2= 2.142mm模数m nt30齿高 h=2.25 X mnt =2.25 X 2.142=5.4621 mm=65.71/5.4621=12.

24、035. 计算纵向重合度;=0.318 dz1 tan： =0.318 30 tan 12 = 2.0286. 计算载荷系数KKh .=1.12+0.18(1+0.6f) +0.23 X 10 ； X b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 X 65.71=1.4231使用系数KA=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv=1.04 K叩=1.35 K =K =1.2故载荷系数K= KAKvKH：KH ：=1X 1.04 X 1.2 X 1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径33 K K d1=d1tt =65.71 Xd1 cos -计算模数mn-Z1

25、3.按齿根弯曲强度设计1.77672.91mm1.372.91 cos12 c2.3772mm303m>2KT1YCOS2 ： Yf ys：dZ Lf确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩(2) 确定齿数z=143.3 kN-m因为是硬齿面，故取 z 1 = 30, z_ = i Xz = 2.33 X 30= 69.9 传动比误差 i = u= z / z I = 69.9/30 = 2.33 i = 0.032 % _5%,允许(3) 初选齿宽系数 r按对称布置，由表查得=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角1：, = 12'(5) 载荷系数KK= K.4 K '

26、 KJ K 器=1 X 1.04 X 1.2 X 1.35 = 1.6848(6) 当量齿数z l = z I /cos ' = 30/ cos 312 = 32.056z；” = z：/cos = 70/ cos 312 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数丫匕和应力修正系数 丫丄Yf-1 =2.491,Y2 =2.232 仃 =1.636,Y2 =1.751(7) 螺旋角系数丫轴向重合度一=匚=2.03丫匸=1= 0.797Yf Fs(8) 计算大小齿轮的-一升查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限；fE1 =500MPa匚 Fe2 = 380MPa查

27、课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn 1 =0.90K fn 2 =0.93 S=1.4KFnFE1 0.90 汽 500二 =FN1 FE1321.43MPaS1.4K fn 2- ff20.93 380二F2=比归252.43MPaS1.4计算大小齿轮的丫FaFsa,并加以比较6YFa1 F Sa161丫Fa2 FSa2'F 22.491 1.6360.01268321.432 232 " 751= 0.01548252.43大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数3 5 2、2 乂 1.6848 勺.433 "05 乂 0.797 汇

28、cos212 江 0.0154821 301.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn .mm = 1.5472mmmn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 =3mm（旦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 =72.91 mm来计算应有的齿数.10z1=72.91 cos12 =27.77 取 z1=30mnz 2 =2.33 X 30=69.9 取 z2=70初算主要尺寸计算中心距 a= 0 竺2cos P103 mm将中心距圆整为 修正螺旋角!： =arccos因值改变不多2：,故参数Of分

29、度圆直径d 1=cm(30 7。)2 =102.234 mm2 cos12(3070)2=arccos13.862003k , Zh等不必修正30 2=61.34 mm cos1270 2 一=143.12 mm cos12d2 = Z2mncosP计算齿轮宽度b 二'd d1 -1 72.91 = 72.91mm圆整后取B 75mmB2 = 80mm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11V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332. 各轴转速n (r/mi n)"蚕(r/min)(r/mi n)nw(r/mi n)626.09193.2482.938

30、2.933. 各轴输入功率P号(kw)F亘(kw)召(kw)Piv (kw)3.122.902.702.574. 各轴输入转矩T好(kN m)G (kN m)(kN m)Tv(kN m)47.58143.53311.35286.915. 带轮主要参数小轮直径(mr)大轮直径2(mm中心距a (mm基准长度b(mm带的根数z90224471140057传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率 P3，转速n3，转矩TsP3=2.70KW傀=82.93r/minT3=311.35N . m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 =143.21 mm旦d22311

31、35=4348.16N143.21 10tan： ntan20o丄=4348.16- =1630.06Ncos -cos13.86a = F t tan : =4348.16 X 0.246734=1072.84Na tr= Ft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12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15_3取A =112dmin =代3；空=35.763mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di丿,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43表14 -1,选取Ka =1.5

32、Tea 二 KaT3 =1.5 311.35 =467.0275N m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d1 = 40mm,故取=40m m半联轴器的长度L = 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1 = 84mm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 -n轴段右端需要制出一轴肩，故取n -川的直径dn = 47mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D二50mm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

33、上，故i - n的长度应比 略短一些，现取I=82mm 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dn=:47mm，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45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C132. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 50mm 80mm

34、 16mm ,故 d皿曲=d皿=50mm；而1皿=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 h 0.07d,取h = 3.5mm,因止匕二 57mm, 取安装齿轮处的轴段 d刑=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1刑二72mm.齿轮的左端采用 轴肩定位，轴肩高3.5,取dv = 65mm.轴环宽度b_1.4h,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丨=30mm ,故取|口=50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=l6mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm.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=i6mm,高速齿轮轮毂长 L=50mm,则l 皿越=T s a (75 - 72) = (16 8 16 3)mm 二 43mml iv v L s c -1 皿* -lv 习二(50 8 20 16 - 24 - 8) mm 二 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

36、械设计手册20-149表20.6-7.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 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mm14F NH 1FNH 2L3 Ft =4348.16 _608=15O6NL2 L3175.6L114 82 Ft =4348.162843NL2 L3175.6FaDF NV1FrL32J = 809 NL2' L3FNV2-Fr -Fnv2 =1630-809 =821NM H = 172888.8N mmM V1 = Fnv丄2 - 809 114.8 = 92873.2N mmM V2 - Fn

37、v2 L3 =821 60.8 = 49916.8N mm. M H= 1728892928732 = 196255N mmM 2 = 179951N mm传动轴总体设计结构图(从动轴）15（主动轴）从动轴的载荷分析图：Nk=F*D/2ITnTnTTTPwV2rrnTTILniT6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= 10.82#Mi2+（可3）2 = “962552 +（仆311.35）2ca =-W0.1 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得二 J=60MPa-ca二4 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度16 判断危险截面截面a, n,川,b只受扭矩作用。所

38、以a n m b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面w和四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w的应力集中的影响和截面四的相近，但是截面w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"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，该轴只需胶合截面四左右两侧需验证即可.截面四左侧。抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系数wT =0.2 d 3 =0.2503=25000截面四的右

39、侧的弯矩 M为 M M 1 60“ "6 = 144609N mm60.8截面"上的扭矩T3为T3 =311.35 N m截面上的弯曲应力M _144609W 12500= 11.57MPa截面上的扭转应力WT 25000= 12.45MPa轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得:6 =640MPa二= 275MPaT=155MPar2 0因丄=20 = 0.04d50耳1.1650经插入后得=2.0匚t =1.31轴性系数为q；- =0.82q =0.85K 二=1 + q；（：1）=1.82K =1 + q （二 T -1 ） =1.26所以 u =0

40、.67: =0.82一 ：=0.92综合系数为：K .-=2.8K =1.62碳钢的特性系数厂=0.10.2取0.1逬二=0.05 0.1取 0.05安全系数Sca= 25.1317= 13.71= 10.5 >S=1.5所以它是安全的截面w右侧抗弯系数 W=0.1 d3 = 0.1503=12500抗扭系数wT =0.2 d 3 =0.2 503=25000截面W左侧的弯矩 M为 M=133560截面"上的扭矩T3为丁3=295截面上的弯曲应力空型七.6812500截面上的扭转应力T3294930T=WT=11.8025000K1K广丄亠28CT CJK所以十=0.67综合系

41、数为：1 -1 =1.62“82厂 0.92K；_=2.8 K =1.62碳钢的特性系数=0.1 0.2安全系数Sea取0.1迅；=0d 0.1取 0.051S ._=K尹 +申CTa a m= 25.13S =13.71* k JmSeaSgST = =10.5 >S=1.5S2 s2所以它是安全的8.键的设计和计算一般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d 2=55d 3 =65查表6-1 取：键宽 b 2=16 h 2=10L2=36b3=20h3=12L3=50选择键联接的类型和尺寸校和键联接的强度18查表 6-2 得 二 p=110MPa 工作长度 丨2 = L

42、2 -b2 =36-16=2013 = L3 -匕3 = 50-20=30键与轮毂键槽的接触高度K 2 =0.5 h 2=5K3 =0.5 h 3 =6由式（6-1 ）得:p2 2T2 103K 2 l 2d22 143.53 10005 20 55= 52.2032T3 102 311.35 1000-53.22K3l3d36 30 65两者都合适取键标记为：键 2: 16X 36 A GB/T1096-1979键 3: 20 X 50 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,H 7大端盖分机体采用配合.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，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63 -3. 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