东北大学机械设计ZL-10

1、目录课程设计书二 设计要求三 设计步骤1. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 44. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 齿轮的设计66. 传动轴的设计和校核167滚动轴承的选择和设计238. 键联接设计249. 箱体结构的设计 2510. 润滑密封设计 2811. 联轴器设计 29四 参考资料 31课程设计书1、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.要求： 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。 工作

2、环境清洁，载荷平稳，少有波动。2、技术参数：滚筒圆周力:13000N滚筒直径：500mm滚筒长度:850mm带速:0.28m/s二. 设计要求1. 减速器装配图草图（零号图）和正视图（零号图）各一张。2. 减速器零件（输出轴及其上齿轮）图（2号图）两张。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II15.齿轮的设计Ii6.传动轴的设计和校核I；7.滚动轴承的选择和设计i；8.键联接设计i9.箱体结构设计装10. 润滑密封设计11. 联轴器设计订设 计 计 算 说 明结1传动装置总体设

3、计方案：ZL-10双击圆柱齿轮减速器线工作年限10年，班制2，多灰尘环境，载荷稍有波动，小批量生产，滚动圆周力 F=16000N,带速v=0.24m/s，滚筒直径 D=400mm，滚筒长度 850mm。2. 电动机的选择i计算：I1）工作电压选用380V三相交流电，确定电机cFv16000 N 0.24m/spw 3.84Kw10001000传动装置效率352齿承 联筒选用电动机功率齿承联筒0.970.990.990.96查课本附表4.2-9得:装所以=0.973 0.997 0.96=0.817所需电机功率Pr=Pw= 3-84 =4.70Kw0.817工作条件选用封闭式结构，Y系列，故采用

4、 Y132SS-4型或Y132M2-6型，额定功率为5.5Kw4.70Kw线电机转速选择60v60 0.24滚筒转速 nw 二=11.5r/min D 3.14 0.4方案号电机型号额定功率/Kw同比转速r/min满载转 速r/min质量总转动比1Y132S-45.515001440125.222Y132M2-65.5100096083.48为使结构更加紧凑，故选用Y132M2-6型电机，查表的电FW 3.84 Kw=0.817Fr=4.70 Kw机中心高H=132mm外伸轴段 D E=38mm 80mmIiinw=11.5r/mini3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比iI:由 h=(1

5、.31.4)i2得 i减=(1.31.4) i减ii1 另选用 i i外齿=6,贝U i减=83.48=13.913i外齿6i装所以 h=4.253 ； i2=3.2714. 计算传动装置的运动和动力参数 订0轴：电动机轴F0 R 4.70KWrb 960r / min线04 70T09.5546.76N ?m960I轴：高速轴R F0 联=4.70 0.99=4.65Kw rr。=960 r/m in3=9.55 4.65 10 /960=46.26 N *mn轴：中间轴P2=p1 承齿=4.65 0.99 0.97=4.47 Kw n 960n2= 1 =225.7r/min2 i1,24

6、.25334.47 103T2 =9.55 =189.13 N m225.7川轴：低速轴P3=p2 承齿=4.47 0.99 0.97=4.29 Kwn2n3二丄=225.7/3.271=69.0 r/mini2,334 29 10T3=9.55=593.76Nm69.0W轴：外齿轮传动轴P4=P3 承联=4.20 Kwn4=n 3=69.0r / m in34.20 103T4=9.55=581.30N*m69.0V轴：滚筒传动轴P5=p4 承齿=4.03Kwn469.0n5= =11.5r/ mini3,46T5=9.554.03 1011.53-=3346.65 Nm轴承序号功率P (K

7、w)转速(r/mi n )转矩(N m)04.7096046.76I4.6596046.26传动类型传动比效率联轴器1.00.99h =4.253 ；i2=3.271齿轮4.2530.96n4.47225.7189.13齿轮3.2710.96出4.2969593.76联轴器1.00.98IV4.2069581.30齿轮60.96V4.0311.53346.65装5.齿轮的设计in级，高速级啮合齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：订1) 该减速器运用于低速工作期机器，故选用8级精度(GB10095-88)2) .材料选择线小齿轮选择40Cr (调质)，硬度280HBS。大齿轮材料45#

8、钢(调质)，硬度240HBS。二者相差 40HBS3) .选择小齿轮齿数 Zi=19,大齿轮则为 Z2=4.253X19=80.8。选择乙=814) .选择螺旋角初选 =142. 按齿面接触强度设计d 1t2KtT1 u 1特2确定各参数的值：II1) .试选 Kt =1.6Ii2) .计算齿轮的接触疲劳强度极限Ii由课本P202公式10-13计算应力值环数iI汕=60 nJ J =60 x 960 x 1X( 2X 10X 300 x 8) 取 j=1ii9=2.7648 X 109h装N2 = N 1/4.253 =6.5008 X 108h查课本 P203 1 0-19 图得：K 4=0

9、.90 K 2=0.95订杳得 Hlim1 =6MPaHlim2 =550MPa线安全系数SH=1,应用F2o2公式10-12得：Kh 产爪1Hlim1 =0.90 x 600=540 MPaShH 2 = Khn2h lim 2 =0.95 X 550=522.5 MPaSH许用接触应力H ( H1 h2)/2 (540+522.5)/2 531.5MPa3) 计算齿轮的弯曲疲劳强度极限查得liml=500MPa阮=380MPaKf 1 =0.85 K F 2=0.88取弯曲疲劳安全系数SF=1.4Fi= Kfn1 Flim1 =303.57 MPaSf装F 2= Kfn2 Fiim2 =2

10、38.86 MPaSf4).查课本由Pg*表10-6得：弹性影响系数ZE =189.8 MP1/2a5) .由P201表10-7得：尺宽系数d=16) . T=46.26 N m线7) .由图10-30选取区域系数 Zh=2.4338).由图 10-26 查得 1=0.75, 2=0.85，则=0.75+0.85=1.60Z1=19Z2=81=143. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d1td1tu 1 (ZhZe )2u ( h)Kt=1.632 1.6 4.626 1045.2532.433 189.8 2.()60.46mmV 1 1.64.253531.25 计算圆周速度dm 3.14 6

11、0.46 9603.04m/s60 1000 60 1000 计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽bN1=2.7648 X9109h装b= dd1t =60.46mm计算摸数mnmnt =d1t cos乙60.46 cos14193.09mmN2 =6.5008 X108hh1 540MPaH2 522.5MPa 计算齿宽与咼之比 b h齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 3.09=6.95 mmi b/ = 60竺 8.70/h 6.95i 计算纵向重合度iii =0.318 d 1 tan 0.318 1 19 tan 141.506i 计算载荷系数K使用系数Ka=1.0根据v 3.0

12、4m/s,8级精度，查表10-8得动载系数Kv=1.14,查表 10-4 得 Kh =1.46查表 10-13 得:K F =1.38查表 10-3 得：K h = Kf =1.4故载荷系数：K=心 KK h K h =1.0 X 1.14 X 1.146 X 1.4=1.83按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数mnmnd1 cos=h63.23 cos14194、按齿根弯曲强度设计由式 10-17 mn22KTY cos2dz1(1)确定计算参数63.23mm3.23mm.Yf Ys_fH531.5MPaKf 1=0.85Kf 2=0.88Ze 189.8 MPa计算载荷系数:K 心

13、心心Kf根据纵向重合度由表10-5查得齿形系数:1 1.14 1.4 1.382.201.506,从图10-28得螺旋角影响系数 Y1920 803 coscos314Zv2Z28188.673 coscos314计算当量齿数YF 12.752YF 22.2370.88。=1.60d1t 60.46mm订 由表10-5查取应力校正系数:YS 11.558YS2 1.779大齿轮的数值大。3.04m / s计算大小齿轮的 Yf Ys并加以比较:f线yfK127521.5580.01412F1303.57YF 2YS 2F 22.237 1.779238.860.01666(2)设计计算b=60.

14、46mmmn3 2 2.20 4.626 104 0.88 cos214V1 192 1.60.01666=1.69nmmnt3.095.几何尺寸计算(1)计算中心距= 1.5062cos= （31+132）22cos14= 167.99mm,圆整后取 a=168mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（乙心n =arccos（31+132）2 =14049 2a2 168因B值改变不多，故、K、ZH等不必修正。KV =1.14,Kh =1.46Kf =1.38(3)计算大、小齿轮分度圆直径d1= Z1mn =一312 =63.902mm cos cos14049kh = Kf

15、=1.4d2 =Z2g =cos132 2cos14049=272.098mmK=1.83对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m.大于有齿根弯曲I疲劳计算的法面模数， 取 mv)=2.0mm，亦可满足弯曲强度， 但为了同时满足接i触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=63.23mm来计算应有I的齿数。于是由冇 dicos=6323如4=30.68mn2取 z1=31,J则z2=uz1 =4.253 31=132。(4)计算齿轮宽度b= dd|=1 63.902=63.902mmd1 =63.23 mmi； 圆整后取 B2=65mm Bi=70mmi(5)结构设计，由于小

16、齿轮分度圆直径di160mm故选用实心式，大齿轮则用腹板式。设计图(略)。iIn 川级，低速级啮合齿轮设计imn =3.23 mm1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：ii1) 选用 8 级精度(GB10095-88)装2) .材料选择小齿轮选择40Cr (调质)，硬度280HBS。大齿轮材料45#钢(调质)，硬度 240HBS 二者相差 40HBS。订3).选择小齿轮齿数 Z1=19，大齿轮则为 Z2=3.271X19=63。选择Z2=634).选择螺旋角初选 =14线.按齿面接触强度设计d 1t2Ku 1(Z h Ze )2(h)K 2.20确定各参数的值1) .试选 Kt =1.6IRi

17、2) .计算齿轮的接触疲劳强度极限i由课本P202公式10-13计算应力值环数N1=60 nJ J =60 X 225.7 X 1 x( 2 X 10X 300 X 8) 取 j=1=6.5 X 108hN2 = N/3.271 =1.987 X 10 8 h查课本 P203 1 0-19 图得：K 1=0.92 K 2=0.95zv1 20.80zv2 88.67查得Hlim1 =6MPaHlim2=550MPa安全系数SH=1,应用F202公式10-12得:H 1= Khn1 Hlim1 =0.92 X 600=552 MPaYf 12.752Yf 22.237Ys 11.558Ys 21

18、.779Shh 2 = $ HN2 H|im2 =0.95 x 550=522.5 MPaSh线许用接触应力Yf s 1f1YF 2YS 2F 20.014120.01666h( h1 h2)/2(552+522.5)/2 537.25MPamn 1.69mm3) .计算齿轮的弯曲疲劳强度极限杳得 Hm1 =500MPalim2 =380MPaKf 1 =0.85K F 2=0$8取弯曲疲劳安全系数 SF=1.4F 1=Kfn1 Flim1 =303.57 MPaSfF 2= Kfn2 Flim2 =238.86 MPaSf4).查课本由R98表10-6得：弹性影响系数 Z5).由P201表1

19、0-7得：尺宽系数6). T=189.13 N m7).由图10-30选取区域系数 Zh=2.433E =189.8 MP a1/2d=18).由图 10-26 查得 1=0.75, 2=0.85，则 =0.75+0.85=1.603.设计计算小齿轮的分度圆直径d 1td 1t3 2KtT1 u 1,ZhZe、2u ( h)2 1.6 18.913 104V 1 1.64.271 (2.433 189.83.271 (537.2571.46mm计算圆周速度d1tm 3.14 71.46 225.7J0.84m/s60 1000 60 1000召=31Z2=132a=168 mm14 049d1

20、=63.902mm d2 =272.098mmb=63.902mmB2=65mmB1=70mm 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =71.46mm计算摸数mnmnt =d1t cosZi71.46 cos14193.65mm 计算齿宽与咼之比 b h齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 3.65=8.21 mmZ1=19Z2=63=14bh = 7468.70h 8.21 计算纵向重合度线=0.318 d 1 tan 0.318 1 19 tan14 1.506 计算载荷系数K使用系数K A =1.25根据v 0.84m/s ,8级精度，查表10-8得动载系数KV =0.

21、85,Kt=1.6查表 10-4 得 Kh =1.46查表 10-13 得：K F =1.35订、查表 10-3 得：K H =Kf =1.4故载荷系数：K= a KK H K H =1.25 X 0.85 X 1.46 X 1.4=2.17按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数mn3d1=d1t ,K/Kt =71.46 X79.10mmd1 cos 79.10 cos14m n = 4.04mm乙按齿根弯曲强度设计由式10-1719Imn3 2KTY cos22dz1.Yf Ysf（1）确定计算参数计算载荷系数:KKaKvKf Kf1.25 0.85 1.4 1.352.01根据纵向

22、重合度1.506,从图10-28得螺旋角影响系数 Y0.88。计算当量齿数N1=6.5 X 108hN2 = 1.987 X108hh 1=552MPah 2 =522.5 MPah 537.25MPa乙13COS一320.80 cos314Z23COS63cos31468.96由表10-5查得齿形系数:YF 12.752YF 22.244由表10-5查取应力校正系数:YS 11.558Ys21.748装计算大小齿轮的 Yf Ys并加以比较:装fyf iys 1fi2.752 1.558303.570.01412大齿轮的数值大。Yf 2Y 2F 22.244 1.7480.01642238.8

23、6(2)设计计算mn3 2 2.01 18.913 104 0.88 cos2141 192 1.60.01642=2.73mmKf i=0.85Kf 2=0.88f 1=303.57MPaF 2=238.86MPaZE =189.8i/2d=iZh=2.433i=0.75, 2=0.85=1.60对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mv大于有齿根弯曲疲劳计算的法面模数， 取 mn=3.0mm，亦可满足弯曲强度， 但为了同时满足接 触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径 d1=79.10mm来计算应有 的齿数。于是由di cos 乙=79.10cos14=26.36dit71

24、.46mmI取乙=27,则z2=uz!=3.271 27=88.32，圆整取 89。5.几何尺寸计算Ii(1)计算中心距1a二(Zi+z2)mn 二(27+89) 3 二仃9.32mm,圆整后取 a=180mm (2)按2cos2cos14圆整后的中心距修正螺旋角i-(Z|+z2)mn(27+89) 3 “=arccos= arccos=14 5062a2 180装因B值改变不多，故、K、ZH等不必修正。(3)计算大、小齿轮分度圆直径订d1= zmn = 27 3 =83.793mmcos cos14506,z2g89 3 c” cccd2 = - =:=276.206mmcos cos145

25、060.84m/ sb=71.46mmmnt = 3.65mmh=8.21 mm(4)计算齿轮宽度bh =8.70b= dd1=1 83.793=83.793mm圆整后取 B2=85mm B1=90mm(5)结构设计，由于小齿轮分度圆直径d160mm故选用实心式，大齿轮= 1.506I则用腹板式。设计图(略)。传动比i中心距分度圆直径d /mm齿宽B/mma/mmm/mmn乙Z2ad2B1E2K高速级 齿轮4.25316823113263.902272.0987065L低速级齿轮3.2711803278983.793276.206908K5b=1.46H:v =0.85=1.35川-W开始齿轮

26、设计校核（与前两者相同，此处设计从略）Kh=kf =1.K= 2.176.传动轴的设计和校核轴颈的初估d1 = 79.10mm订1.输入端轴的设计选取轴的材料为 45钢,调质处理，硬度217255 HBS ,对称循环许用应力-1=180MPa 根据课本表 15-3，取 A=115线mn = 4.04 mm高速级小齿轮上的分度圆直径为da1=63.902mm2T 246.26 103圆周力为Ft1457.23Nd163.902径向力为FrFt tan 201457.23 tan20546.66Ncoscos14 049轴向力为FaFt tan1457.23 tan 14 049 363.70N初

27、步确定轴的最小直径。K 2.01计算转矩 Tca= kaT=1.3 x 46.26=60.14 N . mi2. 输出轴的设计Ii选取轴的材料为45钢,调质处理，根据课本表15-3，取代 115iIA、输出轴上的功率为P=4.29kw n 3=69r/min T3=593.76Nm装B求作用在齿轮上的力低速级大齿轮上的分度圆直径为d4=276.206mm2T22 593.76 103订圆周力为Ft 24299.39N订d2276.206Ft tan204299.39tan20cc 径向力为Frt1618.81Ncoscos14506线 轴向力为 FaFttan4299.39 tan 14 50

28、6 1138.76Nr初步确定轴的最小直径。IjfP$4.29d A 3 115J45.56mm|Yn Y 69ii计算转矩 Tca= kaT=1.3 x 593.76=771.888N . mI3. 中间轴的设计Y 0.88Zv120.80Zv2 68.96Yf 12.752Yf 22.244Ys 11.558Ys 21.748Yf 1YS 1F】1Yf 2Ys 2F 20.014120.01642mn 2.73mm选取轴的材料为45钢,调质处理，根据课本表15-3，取A 115A、输入轴上的功率为 P=4.47kw n2=225.7r/mi n T2=189.13NmB初步确定轴的最小直径

29、。1153 4.4731.114mmn、225.7计算转矩 Tca= kaT=1.3 x 189.13=245.87 N . m 轴的校核。输入轴和中间轴由于承受载荷不大。所以只校核输出轴的强度。按弯扭合成校核轴的强度。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20.6-7.对于型30210型的圆锥滚子轴承，a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨L2 L3 130.5mm 83.5mm 184mm距.线轴上所受力为，如图乙=26.36乙=27z2=89a = 180mm=14506d1=83.793mmd2 =276.206mm匚.：iJL1:FFh

30、J 4、11FTF JHl*L十LL,.tIfr h1A)M.1111 III 11 IllIlIllT.HF .I7,iiril 1 1丨1丨II 111” 一b=83.793mmB2=85mmBi=90mm线|圆周力为 Ft 空 2 593.76 104299.39NId2276.206iiFt tan204299.39 tan20cc径向力为 Fr 1618.81Ncoscos14 506轴向力为 Fa Fttan4299.39 tan 14 506 1138.76Ni载荷水平面H垂直面ViI支反力FF NH 11951.08N,F NV 11651.20N装FNH23049.39NFN

31、V 2-31.39N弯距MMh254616N.mmM V1215481.6N.mmM V 2-2617.7N .mm总弯距订M1J2546162 215481.62333559N.mmM2(2546162 2617.72254629Nmm线扭距TT3593760N.mmFt 1457.23NFr 546.66NFa 363.70Nd 19.46mmTca=60.14 N. Mca按弯曲扭转合成应力校核轴的强度，取截面C处进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力。取0.6根据.M,( T3 )2、33355b (0.6 593760)20.1 56327.79 MPaFt 4299.39NFr 16

32、18.8NFa 1138.76N前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得1=60MPaca 1此轴合理安全精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面d 45.56mmTca=771.888N.m截面A B只受扭矩作用。所以A B无需校核从受载来看，截面C上的应力最大截面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”士犧面也不必做强度校核。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，该轴只需校核齿轮接触处的轴肩与接近轴承的轴过度处的的 左右两侧即可。截面左侧。订抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1563=17561.6 mm3抗扭系数wT =0.2 d3=o.

33、2 563=35123.2 mm3线截面四的左侧的弯矩 M为MM183.5-39.583.5175767.6N mm截面上的扭矩T3为T3 =593760 N m md 31.114mmTca=245.87N. M截面上的弯曲应力M175767.6 10.0MPaW 17561.6截面上的扭转应力T3 = 593760WT 35123.216.9MPa轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得：B 640MPa1275MPaT1155MPam r2.0D56因一0.041.12d50d50经插入后得1.91T =1.21订轴性系数为 q 0.82q =0.85L2 L3184mm

34、K =1 + q (1) =1.75线K =1 + q ( T -1)=1.26查得尺寸系数0.720.85表面质量系数0.92K 1综合系数为：K = -11 2.52K=K1.57碳钢的特性系数0.1 0.2取0.10.05 0.1取 0.05安全系数Sca275K a am2.52 1.91+0.1 0=57.1311.32k a t m订 缶 -,S S 1108S=1.5所以它是安全的Js2 s2截面右侧线33抗弯系数 W=0.1 d = 0.150 =125003 3抗扭系数WT =0.2 d =0.2 50 =25000截面四的右侧的弯矩 M为MM183.5-39.5175767

35、.6 Nmm83.5截面上的扭矩T3为T3 =593760N.mm综合系数为：K1K =一 -13.25订K1K =1 2.62线碳钢的特性系数0.10.2取0.10.05 0.1取 0.05li ii i安全系数ScaiS 一1一 6.02iiiKaamiS 14.89iiik at mFt 4299.39NFr 1618.8NFa 1138.76NFNH1 1951.08NFnh 23049.39NFnV1 1651.20NFnv2 -31.39NM H 254616N .mmMV1 215481.6N.mmMV2 -2617.7N.mmM1333559N.mmM 175767.6截面上的

36、弯曲应力b 14.06MPaW 12500ii1截面上的扭转应力t=Jl = 593760 23.75MPaWT 25000|iIkkKi过盈配合处的 亠，由附表3-8查得，并取 0.8、。所以i1 kkK3.16，K2.53j長磨削加工表面质量系数0.92本例中因无过大的瞬时过载量和严重的应力循环不对称性，故略去静强度校核。所以它是安全的7.滚动轴承的选择和寿命验算1. 高速轴轴承选择高速轴轴承选择一对30208圆锥滚子轴承。工作中稍有波动，工作温度低于 1000C,予计寿命48000h。 装2. 中间轴轴承选择中间轴轴承选择一对30209圆锥滚子轴承。3低速轴轴承校核订低速轴轴承选择一对3

37、0210圆锥滚子轴承。确定轴承的承载能力查表可知轴承 30210 的 C=72200N Gr=55200N 线1、计算径向支反力M 2254629NmmT3593760N.mmca = 27.79MPaca 1 此轴合理安全W=17561.63 mmWT =35123.23 mmR2 RNH2RNV2该轴承只承受径向力，取2、计算当量动载荷P1fpR11951.082 1 651.2022556.00N、3049.392f p=1.1。1.1 2556.0031.3923049.55N2811.60NM 175767.6N mmT3 =593760N mmb10.0MPaP2fpR21.130

38、49.553354.51N3、校核轴承寿命L10h1063C1067220060nP60 692811.6T=16.9MPaB 640MPa1275MPaT1155MPar0.04 dD 1.12d1.91T =1.21q 0.82q =0.85K =1.260.720.850.924090257h48000h故30210圆锥滚子轴承适用装8.键的选择和校核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A型普通平键订a高速轴与电动机连接的联轴器上的键：bxh=10x8 t=5.0t1=3.3 L=35线b中间轴与大齿轮的连接键：bxh=14x9 t=5.5t1=3.8

39、L=63Ic输出轴与大齿轮的连接键：bxh=16x10 t=6.0i1t1=4.3 L=70id输出轴与联轴器的连接键：bxh=12x8 t=5.0iIt1=3.3 L=70I0校核键的接触强度K =1.57只需要校核输出轴上的键。假定在键的工作面上载荷均匀分布。IK 齿=0.5 h 齿=5IIK联=0.5 h 联=4iT齿=593.76 N ?miIT 联=593.76 N*mID 齿=56 mmiiD 联=40 mm装l 齿=L-b=54l 联=L-b=58由式（6-1 ）得:订2T齿 103P齿K齿l齿齿2 593.76 1035 54 56=78.54MPa p 1=120150 MP

40、a2T联 1032 593.67 1034 40 58=106 MPa S=1.5安全W=12500WT =25000M 175767.6N mmT3 =593760N.mb14.06MPa1. 机体有足够的刚度I1在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度T _23.75MPaIi2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。6.33.16，2.53因其传动件速度大于 2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，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.IIi .铸件壁厚为8,圆角半径为 R=2机体外型简单，拔模方便装 4.对附件设计A 视孔盖

41、和窥视孔K =3.25K =2.62在机盖顶部开有窥视孔， 能看到 传动零件齿合区的位置， 并有足够订的空间，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紧固线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油标和油尺：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Sea 3.80S=1.5D通气孔：Ii|由于减速器运转时，机体

42、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i1 E盖螺钉：iI启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。i钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹IF定位销：装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：订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0.025a388箱盖壁厚110.02a 3 88箱盖凸缘厚度bib|1.5 112箱座凸缘厚度bb 1.512箱座底凸缘厚度b2b22.520轴承旁联接螺栓直径did10.72dfM16轴承旁联接螺栓通孔 直径17.5轴承旁接沉头座直径D026轴承旁凸台凸缘尺寸C16