二级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1、设计计算说明书一份2、减速器装配图一张3、轴零件图一张4、齿轮零件图一张一课程设计任务书二设计要求三设计步骤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 .箱体结构的设计10 .润滑密封设计11 .联轴器设计四 设计小结五 参考资料传动 装 置 总 体 设 计方 案设 计 步 骤传动装置总体设计方案课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1V带传动2运输带3单级斜齿圆柱齿轮减

2、速器4联轴器5电动机6卷筒已知条件1）工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘。2）使用期限：10年，大修期3年。3）生产批量：10台4）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮。5）动力来源：电力，三相交流（220/380V）设计要求1 .减速器装配图一张。2 .绘制轴、齿轮零件图各一张。3 .设计说明书一份。设计步骤本组设计数据：运输带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/（m/s）1.2卷筒直径D/mm240Q1）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动

3、带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。=2200 N=1. 2 皿 s二240 mm电电动机的选择动1）选择电动机的类型机找工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全的封闭自扇冷式结构，额定电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为3

4、n一二n.ne.唧.ny.12345由机械设计课程设计手册表17可知：n1：V带传动效率0.96“2：滚动轴承效率0.99（球轴承）”3:齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）“4：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）"5：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为PPd=3）确定电动机转速按表13- 2推荐的传动比合理范围,单级圆柱齿轮减速器传动比iz=620而工作机卷筒轴的转速为nw=7TD所以电动机转速的可选范围为nd=i5口w=(525.481751.6)r/min电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L2-43143

5、02.22.3符合这一范围的同步转速有、1000r/min和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r加in的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y100L2-4o计算传动装置的总传动比i2并分配传动比(1) .总传动比i为2-(2) .分配传动比=i 11=4.1考虑润滑条件等因素，初定4.in=4.1ny1430ry1I-/lin计算传动装置的运动和动力参数，=357 .5 r. miii1) .各轴的转速ni=nm=1430r/ninn.2rfminnw=87,2门mi

6、lnIIII357.5r41m一JUI餐III"HI87.2rzmin卷筒轴nIII87.2r/minPj=2.81k.P ir=2.67 kw2) .各轴的输入功率PI一Pd=2.81kwPJ)=2.56kwpiiPln2=2.67kwP卷=2.51kvin轴PHI=Pjp3"2=2.56kw卷筒轴P卷=PiF4n2=2.51kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为6Pd4=XK=XTd9.55101.8810NmmnmI轴T=Td=1.88x104Nmm二"j=x?n轴TT127.15104Nmm5E左由ni=nniII=xID轴TT322.8210N

7、mm卷筒轴T卷=Tn?4n2=2.76x105Nmm轴名功率转矩转速传动比效率I轴2.811.88乂104143040.95n轴2.677.15x104357.54.10.96m轴2.562.82X10'87.210.98卷筒轴2.512.76乂10、87.2将上述计算结果汇总与上表，以备查用。设订V胃带轮电动机输出功率Pd=2.81kw,转速ni=nm=1430r/min,带传动传动比i=4,每天工作16小时。P1).确定计算功率caP=8-3.37kv由机械设计一表4.6查得工作情况系数Ka=L2，故P=caKaPd3.37kw2).选择V带类型P根据ca，IH,由机械设计图4.1

8、1可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径dd并验算带速选用A型带(1),初选小带轮基准直径Id=由机械设计表4.4,选取小带轮基准直径d190mm,adl100而<H=2mm,其中H为电动机机轴高度，满足安=90m装要求。(2).验算带速vndn_d11V-60x1000=6.74m/sv=6.74m/因为5m/s<v<25m/s,故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径d<12-360d=根据机械设计表4.4，选取d2355mm,则传动比di=3.9,dd1从动轮转速n2-366.7r/miniI4).确定V带的中心距a和基准长度Ld+d«(1).由式0.

9、7(ddid2)ao312'ao'890,取ao750mm选取：dd2=355mn(2) .计算带所需的基准长度Ld2L2a,71(d,dd2d”)。十dd?)十=2222mm24ao由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld=2240mm(3) .计算实际中心距aL,Lddoaao759mm2一+a一ma、a0.03Ld826mma=一=,nhla0.015Ld725mm5) .验算小带轮上的包角010(dd57.300a1180-d2-di)、1090a6) .计算带的根数Z(1) 计算单根V带的额定功率Pr由ddi=90mm和ni=1430rAin,查机械设计表4.5得Po=

10、1.05kw根据ni=1430r/min,il=3.9和A型带，查机械设计表4.7得“Po=0.17kwKa=095=查机械设计表4.8得，查表4.2得Kl1.06,于是Pr=(P()+Apo)kaKl=1.23kw(2)计算V带的根数Zao=750mnLd=2240mma=759mra=max826mia=min725miPr=1.52取3根。2 _qv 141 N=141.Pca337z=-=LZL比2.74Pr1.237) .计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q=O.lkg/m,所以(F)=(2.5-十0min500Kazv应使带的实际初拉

11、力Fo>(F0)min8) .计算压轴力Fp压轴力的最小值为sin(F)=)pmill2Z(F°min9) .带轮的结构设计13mm,小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为带轮宽为35mm。(F)=Pmin147N8级精度 大小齿轮 材料均为 45钢(调质)1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺：1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高,故选用8级精度。(3)材料选择。由机械设计表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBs,260HBS,二者zi = 24材料硬度差为40HBSo一 Z2

12、 98选小齿轮齿数zi=24,则大齿轮齿数Z2=niz_Q8(5)初选螺旋角8=13°2)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计。I2KT1ii1ZeZhZP2确定式中各项数值:因载荷较平稳，初选Kt=l.569.55 >10 P nTi =11n 247 A3< 10 N ,mm由机械设计表由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数ze=189.8MPa由机械设计图6.19 ，查得ZH =2 .44一般取Z£=0.750.88,因齿数较少，所以取4=0.8由式（6-12）Ni=60n2

13、jLh=60X357宗530048=24X108NXn2=ttt=srnrtr4=2.oix108Ni24.1由图6o6查得,Khn. =108,KhN1.15按齿面硬度查图6.8得QHlbl=600MPa，560 MPa ，取SHmin=1；KHN1Olim1CJHi=1.08600MPa=648MPaSKHN2OOh2=-=1.15x560MPa=644MPaS取bh=(648+644)/2=646MPa设计齿轮参数dZZ-ZZH，2KT1u4ehcB2>3I二SUc乜u3h2X1.5X713004.1+1,2.44X189.8X0.992/X()mm=44.1mm14.1646修正

14、dit：3.14X44.1X357.560 X 10006冈000m / s - 0. 83 m / s由表6.2查得，Ka=1.00由图6.10查得,-1 .03.83 m由图6.13查得,K P = 1 .05一般斜齿圆柱齿轮传动取，Ka=l1.4,此处K1.2则K=KaKvKpKa=100X1.03X1.05：<1.2=1.30_dcos。_42.05乂cos13_mn=mm=1.71mmZi24选取第一系列标准模数mn=2mm3）齿轮主要几何尺寸：mn(Zi+z2)X2(2H98)ai=mm=125.77mm2cosP2乂cos130圆整中心距,取a.=126mmfjlllmn(

15、Zi+Z2)X2(2498)人/p=arccos-=arccos*=14.482ai名126计算分度圆直径和齿宽mnZi2乂24di=-49.48mmcosPcos14.48°mnZ22X98d2="mm=202.06mmcos口cos14.48°b=ddi=k49.48mm=49.48mmB255mmBi60mmd1=49.48d2=202.06mmb=49.484)校核齿根弯曲疲劳强度2KT1YYRf=bdi(1).确定公式内的各计算数值由机械设计第127页，取丫/0.7,Yg=0.88由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度Bi=60B255nm极限

16、76;f：1240Mp'；大齿轮的弯曲强度极限仃=220MPa;由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数，9°,Kfn21).94；计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数Y=2,KYFN1QFlim1CTfJ.=308.6MPaSKYFN2IQpn2pfJ2=295.4MPaS计算载荷系数K;KKaKvKKPa=1%01.fe1.0$1.2=1.30查取齿形系数；Z2Zv2 =107PcoszZ1“=一子=26COS=1 .30由机械设计表6.4查得YFa1=2.60;YFa2=2,19查取应力校正系数；由机械设计表6,4杏得Ysa1=1.595；Ysa

17、2l.80(2).校核计算2KTiY.YR。Fl=YFa1YSaI=96.7工0F1mbd1n2KT1Y、RGF2=YFa2YSa2=91.9bd1mn【齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数m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，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数d1zr25m大齿轮齿数，取Z2=103。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。m = 2 mrrz = 25 1(5) .

18、结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。2 103 环其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，z宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。LJILPrr-00Mn2姬T感和a廿»R*5h三,贮事家宣心个生事dE-7-7厘叱乱守心五QU*至邑壬带iE9ACIIIft浪动 轴 承 和 传 动 轴 的 设 计大齿轮N64et*(一).轴的设计I.输出轴上的功率PIII、转速nni和转矩TIH由上可知P012.56kw，rmin:,T4gT：105

19、NmmIL求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mz2103d2=T=mm=212.37mmcoscos14.48tanaFr=Ft=1027.32NFa=707NIII .初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3,mc=110,于是d.nin=C，pi=33.93mm,由于键槽的影响,故nHI1.05dmm35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径do为了使所选的轴直径d口点联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea=KaTIII查机械设计表10.1,取Ka=1.5,则：TcaK=AT423q0P=Nmm，按照计算转矩T

20、ea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250000N，mm。半联轴器的孔径d1=38mm,故取半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔LJ_60mmIV .轴的结构设计(1) .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，I-II段右端需制出一轴肩，故取II-in段的直径dnin=42mm;左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比Ljj、23mm,现取lih_58mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向

21、力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn_n.=42mm,查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承，其尺寸Xx=xx=d=为dDB45mm75mm16mm,故dmiv叫vn45mm;而1vi_vn=30mm。3) .取安装齿轮处的轴端IV-V的直径dig=48mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取Mv53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径dvi=56mmo轴环宽度b-1.4h,取1v_vi10rmm。4) .轴承端盖

22、的总宽度为10mm(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.取端羔的外端而与半联轴器右端而间的距离1=30mm故In_ni=40mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm,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=10mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,大齿轮轮毂长度L=55mm,则1in_iv=T+s+a+(5553)=(16+10+12+2)mm=40mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .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dN1由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面

23、b014盂m9mm；：键槽用键槽铳刀加工，长为45mm,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H7配额为；卡楙，半联轴器与轴的连接，选用平键为n6H712mmx8mmX50mm,半联轴器与轴的配合为"o滚动轴承与k6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m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4,取轴端倒角为2X45V .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=44.6mm+44.6mm=89.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截

24、面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的Mh、Mv及M的值列如下:载何水平面H垂直面V支反力FFnhiG369N,Fnh2=I369NFnvi-J33ON.Fnv23O1_弯矩MMh=61057N,mmMvi=59318Nmm,MV213&X4.Nmm总弯矩Mi=85127NM2例535N'mm扭矩TT=282000N.mmVI .按弯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（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取«=0.6,轴的计算应力=11 .98 MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质

25、处理，由机械设计表因此Cea故安全。vn.精确校核轴的疲劳强度(1) .判断危险截面截面a,n,ni,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡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,II,in,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w和v处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面v的应力集中的影响和截面w的相近，但截面v不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上最然应力最大，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)，而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。截面V

26、I显然更不必校核。截面w为危险截面，截面w的左右两侧均需校核。(2) .截面IV左侧.，333抗弯截面系数W=0,Id=0.1：45=9112.5mm抗扭截面系数 XWT - 0 .2 d - 0.245 18225 mm= cb =3 .9 MPa , % = Tm =7 .74 MPa44.6_26截面IV左侧的弯矩M :M iX= 35501 N mm44 .6截面IV上的扭矩T:282000 N mm截面上的弯曲应力:Qb = = 3 .9 MPaW截面上的扭转切应力:=15.47 MPa弯曲正应力为对称循环弯应力，叫|=0,扭转切应力为脉冲循环应变力，%=15.47/2=7.74MP

27、a轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得Ob=640MPa，aj.=275MPa，T_i=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数CZc及3丁按机械设计附表1.6查取。因1_=工£)=0.04,2=3=1.07,可d45d45查得=1.92,aT=1.30又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为6=0.82，%=0.85故有效应力集中系数为%=1+<b(aQ-D=1.75匕1=1+勺«三一1)=L26由机械设计查图2.9,%.=().75;由附图3-3的扭转尺寸系数用体轴按磨削加工，由Ob=640MPa查图2.12,P=P=0.92

28、VJlr轴未经表面强化处理，即Bq=1,则综合系数为k1Ka=-n+T-F2.42sa%k1不1=1.75已知碳钢的特性系数0=0.102，取o=0.131=0.05。，取"=0.05于是，计算安全系数Sc,值，则S0-129.14ST=-=11.13肝a+%TmSs_sTca=,；=1°.4AS=1.5J/st故可知其安全。(3) .截面IV右侧抗弯截面系数：w=0.Id3=0.P<483=11059.2mm3抗扭截面系数：Wt=0.2d3=0.井483=22118.4mm344696截面IV右侧的弯矩M:M=M1x：1=35501N'mm44.6截面IV上

29、的扭矩T:T=282000NmmM截面上的弯曲应力：Ob=3.2MPaW截面上的扭转切应力:TTt=*=12.75MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，61=0,扭转切应力为脉冲循环应变力，%=12.75/2=6.375MPam=6.375MPakkk过盈配合处的f由机械设计附表14取二=0.81,用插值法得=3.42,V=2.74,5%轴按磨削加工，由aB=640MPa查图2.12,PQ=PT=0.92故得综合系数为k 1Ka =- + Tr 3.51% p。k 1K T= -1F 2.83ST PT所以轴在截面IV右侧的安全系数为a S 二= 24 .5° IG D + 邛。Ka

30、 仃 0 m-=8.44mSca招2Sty + S t7.98 » S T.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。VW.绘制轴的工作图，如下:.p£3EB3l二担w-rv.1.0?1耍-.nW第一-，士1LLJ皆±二_llI1（二）.齿轮轴的设计I.输出轴上的功率Pn转速n制转矩Tn知P2.67kw,n3笆.5rminTh=7.15fONmmn.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径mnzi2X25di-mm与.55mmRocos尸cos14.482Tu而Ft=2774NditanaFr=Ft=1041NBCOSLFa=716.4NIII.初步确定轴的最

31、小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3,取C=120,于是(Pndmin=c一=23.46mm，由于键槽的影响，故nnIdmin1.05dmin24.6mm/'、1niivvvivaI输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径dl，取di_ji=25mm,根据带轮结构和尺寸，取li_u=35mmoIV.齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求，I-II段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径dnm=30mm;2) .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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn_n

32、.=30mm,查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸为d乂DxB=35mm69mmx14mm,随difrndvn_uF35mm;而1vi义=32mm。3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V-VI的直径dv_vi=53.55mm,lvvl=60mm。轴肩度h。用7d,故取h=3mm,则轴环处的直径d丹匚vi亚42例m。轴环宽度b21.4h,取1Nvlvl3=_6mm。4) .轴承端盖的总宽度为15mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)o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1=30mm,故IIIJU=45mm。5) .取

33、齿轮距箱体内壁的距离aITmm,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=6mm,已知滚动轴承宽度T14=mm，则1in=T+s+alivx=(14+12+66)mm26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面bXh=8mmX7mm,键槽用键槽铳刀加工，长为28mm。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m6o(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4,取轴端圆角2乂45Q。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命Lh=8

34、x8x2x365=46720hI.计算输出轴承(1) .已知nII=87.2r/min,两轴承的径向反力FR1=Fr2=513.2N由选定的角接触球轴承7009AC,轴承内部的轴向力Fs=0.63F1SI S20.63 Fr 323 .3 N(2) .由输出轴的计算可知Fa=707N因为Fsi+Fa=323.3N+707N=1030.3NFs2,故轴承H被“压紧”，轴承I被“放松”，得：f=ff+=+=a2Si3323.3N707N1030.3Nsi323.3NIf = /fRl 0 .63 ， Fa22.01 ,查手册可得e 0.68由于Fairi<e,故Xi-1,Y)=0；0.41,

35、Y20.87(4) .计算当量载荷Pi>P2由机械设计表8.7,取fp=L5，则Pi=fP(XiFr+YiFa)=769.8NP2=fp(X2Fr+Y2Fa)=829.5N(5) .轴承寿命计算由于Pi<P2,取P=829.5N,查表8.8取3=1,角接触球轴承，取8=3,查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr=25,8KN,则6tCcLh=+G)c=5750416h>LH60nP故满足预期寿命。I.带轮与输入轴间键的选择轴径d=25mm,轮毂长度L=35mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b=8mm,h7mm,L=28mm(GB/T1095-2003)II .输出轴与齿轮间

36、键的选择轴径d=48mm,轮毂长度L=45mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b=14mm,h=9mm,L=45mm(GB/T1095-2003)III .输出轴与联轴器间键的选择轴径d=38mm,轮毂长度L=50mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b=12mm,h=8mm,L=50mm(GB/T1095-2003)箱体结构的设计减速器的箱体米用铸造(HT200)制成，米用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用里配合.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o因其传动件速度小于12m/s,故采用浸油润油，同时为了避免

37、油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于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63V3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5o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M8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

38、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.F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aq0.025a+3±810箱盖壁厚6<yi=0.02a+3>88箱盖凸缘厚度bibi=1.5qi12箱座凸缘厚度bb=1历15箱座底凸缘厚度b2b2=2.5025地脚螺钉直径dfdf=0.036a十2Ml6地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didi=0.75dfM12机盖