用于展开式二级直齿圆柱齿轮减速器要点分析

1、枣 庄 学 院机械设计课程设计计算说明书 题 目 用于带式运输机的展开式 二级直齿圆柱齿轮减速器 院 别 机 电 工 程 学 院 专业班级 机电一体化技术2014级专科二班 设 计 人 代永波 亓岳林 学 号 201415210206 201415210241 原始数据 （数据编号 A5 ） 指导教师 尹相雷 成 绩 37目 录一 课程设计任务书3二 设计要求3三 设计步骤41.传动装置总体设计方案52.电动机的选择53.确定传动装置的总传动比和分配传动比74.传动装置的运动和动力参数计算75.设计V带和带轮96.齿轮的设计127.轴的设计计算228.滚动轴承的选择及寿命计算289.键联接的选

2、择及校核计算3010.联轴器的选择3111.减速器箱体及附件3212.润滑密封设计36.四设计小结38.五参考资料39一 课程设计任务书展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。 (3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件 小批量生产。原始数据：运输机工作轴转矩T（N.m）800运输带工作速度V（m/s）1.4卷筒直径（mm）400二. 设计要求(1)选择电动机型号；(2

3、)确定带传动的主要参数及尺寸；(3)设计减速器；(4)选择联轴器。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. 传动装置的运动和动力参数计算5. 设计V带和带轮1. 传动装置总体设计方案1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。2）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）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图：2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(d*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*4

4、00*9550)=5.6 kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000v/d=66.9r/min效率范围:1：带传动： V带 0.952：圆柱齿轮 0.99 7级3：滚动轴承 0.984：联轴器 浮动联轴器 0.970.99,取0.99w 滚筒： 0.99=1*2*2*3*3*3*4*w =0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99 =0.839Pd = Pw / =5.6/0.839=6.67Kw又因为额定转速Ped Pd=6.67 Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=24圆柱齿轮：i2=35圆锥齿轮：i3=23i=i1×

5、i2×i2=24×35×35=18100 取i=1840N=Nw×i=（1840）×57.83=10412313.2 r/min取N=1500r/min选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速 nm 启动转矩最大转矩中心高H Y132M-4 7.5KW 1440r/min 2.2. 2.2132mm3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；

6、i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27取V带传动比i0=3减速箱的传动比 i减=i/ i0= i1×i2=7.09按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般i1=（1.11.2）i2，取i1=1.1 *i2。i1*i2=1.1 *i2i2=2.5，i1=1.1*i2=2.754. 计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速(r/min)n0=nm=1440 r/minn=nm/i0=480minn= n/i1=174.55r/minn = n/i2=69.82 r/min2）各轴输入功率（kW）P0=Pd=6.67 kWP=P0×1=6.6

7、7×0.95=6.34 kWP = P×2×3=6.34×0.97×0.98=6.03kWP = P ×2×3=6.03×0.99×0.98=5.85 kWP= P ×3×4=5.85×0.98×0.99=5.68 kW1=v=0.95, 2=齿=0.99，3=滚=0.98，4=联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即： Pw=Pw=5.68*0.99=5.62kW3）各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Pd/nm=44.24 N.mT=95

8、50×P/n=126.14 N.mT =9550×P/n=329.91 N.mT =9550×P/n=800.16 N.mT=9550×P/n=776.91 N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比效率电机轴14406.6744.2430.95高速轴4806.34126.142.750.97中间轴174.556.03329.912.50.97低速轴69.825.85800.16滚筒轴57.835.62848.040.99 5.设计V带和带轮电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/

9、min 传动比i0=31 确定计算功率Pca由机械设计课本表8-7查工作情况系数KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW2.选择V带的带型根据Pca，Nm查图8-11，选A带确定带轮的基准直径dd和验算带速V1） 初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=160 mm2） 验算带速v，按式（8-13）验算带的速度V=×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06 m/s又5 m/s <V<25 m/s 故带速合适3计算大带轮的基准直径。根据式（8-15

10、a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i0*98%* dd1=3*160*98%=470.4 mm根据表8-8圆整为200mm 此时带传动实际传动比i0= dd2/ dd1=3.1254.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7（dd2+dd1）a0 2（dd2+dd1） 460mma01320mm取a0=500mm2)由式（8-22）计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0 =2×500+3.14×660/2+340×340/（4*500） =2094mm查表8-2，选Ld=20

11、00mm，带的修正系数KL=1.033）按式（8-23）计算实际中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2094-2000）/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=560mm所以中心距变化范围 517560 mm5验算小带轮上的包角11=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(500-160)×57.3°/538 =144°90°满足要求7计算带的根数1)计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min ，dd1=160mm查表8-4a得，

12、P0=2.73KW查表8-4b得，P0=0.17 KW查表8-5得，Ka=1.03查表8-2得，KL=0.961于是Pr=（P0+P0）*K*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69 KW2)计算V带的根数zz=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73取Z=36.齿轮设计（一）高速级齿轮传动的设计计算输入功率P=6,34 KW，小齿轮转速n=480r/min 齿数比u=3.04，工作寿命10年（每年工作300天），一班制1. 选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料 (1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为

13、45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；5）选取螺旋角。初选螺旋角=15°2. 按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1t1） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选Kt=1.6（2） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（3） 由图10-26，查的a1= 0.765 a2=0.87 a=a1+a2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩 T1=126000 N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(

14、6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2（7） 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=570 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=350Mpa（8）计算应力循环次数N1=60njLh=60×480×1×（1×10×300×8）=6.912×108N2=N1u=2.5×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由

15、式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.92=322MpaH= （H1+ H2）2=（570+350）2=460Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=69.10mm（2）计算圆周速度V=d1t n160000=×69.10×480601000=1.74ms（3）计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×69.10=69.10 mmmnt=d1t cosZ1=（69.10×cos15°）24=2.78 mmh=2.25mn

16、t=6.25mm bh=11.05（4）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.045（5）计算载荷系数KKA=1，根据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；由表10-4，查的KH=1.420；由图10-13，查得KF=1.35;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.08×1.2×1.42=1.84(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1t =69.1 ×=72.39mm(7)mn=d1co

17、s/Z1=2.78 mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KKvKFKF1×1.08×1.2×1.351.75（2）根据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.875（3）计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.63Zv2=Z2cos3=73cos3 15°=75.26（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.60 Ysa1=1.595 YFa2=2.14 Ysa2=1.83(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=

18、500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380 Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.88×500/1.4=314.29 MpaF2= KFN2FE2S=0.90×3801.4=244.3Mpa（9）计算YFa Ysa1F并加以比较YFa 2Ysa1/F1=2.60×1.595/314.29=0.0132YFa 2Ysa2/F2=0.01601大齿轮的数值大2） 设计计算mn =2.35 mm对比计算结果，由

19、齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=69.1×cos15°2.5=26.70取Z1=27Z2=uZ1=27×3.04=82.08 取Z2=82此时u=Z2/Z1=8227=3.04 在误差范围内4.几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(27+82)×2.52cos15°=141.06mm圆整为141 mm2)按圆整后的

20、中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(27+82)×2.52141=14.913) d1=Z1 mncos=27×2.5cos14.91o=69.85 mm d2=Z2 mncos=82×2.5cos14.91o=212.14mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×69.85=69.85 mm圆整后取B2=70 mm， B1=75 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算输入功率P=6.03KW，小齿轮转速n=174.55 r/min 齿数比u=2.34，工作寿命10年（每年工作300天），一班制1选定低速级齿轮的类型，精度等级

21、，材料(1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16取Z2=56；5）选取螺旋角。初选螺旋角=15°3. 按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1t2） 确定公式内的各计算数值：（4） 试选Kt=1.6（5） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（6） 由图10-26，查的a1= 0.79 a2=0.86 a=

22、a1+a2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩 T1=329914N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2（7） 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=350 Mpa（8）计算应力循环次数N1=60njLh=60×174.55×1×（1×10×300×8）=0.25×109N2=N1u=0.11×108(9)由图10-19，

23、查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570 MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.98=343 MpaH= （H1+ H2）2=（570+343）2=456.5 Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=97.61 mm（2）计算圆周速度V=d1t n160000=×97.61×174.55601000=0.89ms（3）计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×

24、97.61=97.61 mmmnt=d1t cosZ1=（97.61×cos15°）24=3.93 mmh=2.25mnt=8.84 mm bh=11.04（4）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.045（5）计算载荷系数KKA=1，根据V=0.89m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；由表10-4，查的KH=1.429；由图10-13，查得KF=1.425;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.429=

25、1.783(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1t =97.61×=101.29mm(7)mn=d1cos/Z1=3.93mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn 3） 确定计算参数（2） 计算载荷系数K=K*Kv*KF*KF1×1.04×1.2×1.4251.7784（2）根据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.875（3）计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.67Zv2=Z2cos3=56cos3 15°=62.22（4）查表10-5取

26、齿形系数，应力校正系数YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.28 Ysa2=1.73(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95 KFN2=0.96（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.95×5001.4=339.3 MpaF2= KFN2FE2S=0.96×3801.4=260.57 Mpa（9）计算YFa Ysa1F并加以比较YFa 2Ysa1/F1=2.65

27、×1.58339.3=0.01234YFa 2Ysa2/F2=0.015038大齿轮的数值大4） 设计计算mn =2.37mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=101.29×cos15°2.5=39.1取Z1=40Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95此时u=Z2/Z1=95/40=2.375 在误差范围内4.几何尺寸计算

28、2） 计算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(95+40)×2.52cos15°=174.87mm圆整为175mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(40+95)×2.52175=15.36°3) d1=Z1 mncos=40×2.5cos15.36o=103.7 mmd2=Z2 mncos=95×2.5cos15.36o=246.29 mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×103.7=103.7mm圆整后取B2=100 mm， B1=105 mm7.轴的设计计算高速轴

29、：1） 求输出轴上的功率P=6.34kw，转速n=480r/min，转矩T=126.14 N.m2) 作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mm Ft=3485. 01N 1315.46 Fa= Ft *tan=1268.44 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本表153，取=25.96mm又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35 mm，电动机轴的直径为38mm，整体具有一定的协调性。4）轴的结构设计（1）端盖端面距离带轮端面30 mm；（2）初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，0组

30、游隙， 7208AC型。（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=25mm；（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；（5）齿轮的宽度为B=85mm，且为齿轮轴；（6）轴承内壁内轴的总长为L=(84+70+24+200+17)=395 mm；（7）为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。中间轴：1） 求输出轴上的功率P=6.03kw，转速n=174.55 r/min，转矩T=329.91 N.m2) 作用在齿轮上的力中速级小齿轮：分度圆直径为101.29mmFt=6514.1 N Fr= 245

31、8.79 Fa= Ft tan=1789.25 N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相等，即 Ft=3504.0 N Fr= 1322.9N Fa= Ft *tan=965.82 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据参考文献2，表153，取A0=110=35.81 mm又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取d=50 mm4）轴的结构设计（1）初步选取轴承轴承用7210AC型；（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；（3）总长L=262 mm（4）为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm；（5

32、）齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=58mm。 低速轴1） 求输出轴上的功率P=5.85kw，转速n=69.82 r/min，转矩T=800.16N.m2) 作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=246.29mmFt=6498.0 N Fr= 2452.89Fa= Ft tan=1785.1N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本表153，取=48.18mm因为轴上有两个键槽，轴颈增加10-15所以dmin=（10+1）*48.18=53.0mm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,

33、故需同时选取联轴器的型号：齿式联轴器。4）轴的结构设计（1）为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.（2）选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，7213AC型。（3）采用轴套进行轴向定位。（4）取安装齿轮处的轴段d=67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=77mm；(5)求轴上的载荷及校验 对于7213AC型角接触球轴承,a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下 L2=83.1mm ，L3=119.1mmFt=F

34、NH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得，FNH1= 4176.71N，FNH2=2920.78NMNH= FNH1×L2=347.08N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaMa= Fa×D/2=240.8得，FNV1= 1835.3N，FNV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m载荷水平垂直支反力FFNH1= 1889.3NFNH2=1317.1NFNV1= 1835.3NF

35、NV2=653.6N弯矩MH=156.74N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m总弯矩M1=183.07 N.mM2=131.36 N.m扭矩TT=800.16N.m5. 轴的载荷分析图6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度=7.69MPa选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MPa 此轴安全8.滚动轴承设计减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度TdaminDamaxramax高速轴7208AC40801847731中间轴7210AC50902057831低速轴7213AC6512023721132输出轴轴承计算角接触球轴承721

36、3AC的=25°,其基本额定动载荷C=85kN,基本额定静载荷C0=74.5kN预期寿命=3×300×8=7200 h1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd内部轴向力:Fd1=0.68Fr1 =2152.58N Fd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为Fae+Fd2>Fd1所以被“压紧”的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松”的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC， 由于有轻微震动，取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y

37、=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取X=1,Y=0P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.0N取Pmax=3985.19N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承1的受力大小验算L>>Lh所选轴承可满足寿命要求。9. 键联接设计 1高速轴带轮的键联接根据d =35 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=10×8，L=32 mm2中间轴齿轮的键联接根据d =54 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=16×10，L=50 mm3低速轴齿轮的键联接（1） 选择类型及尺寸根据d =67

38、 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=20×12，L=70 mm（2）键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50 mmk = 0.5h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=884.08N.mp = p键安全合格4.低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =60mm，查机械课程设计手册，选用C型，b×h=18×11 L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2=61 mmk

39、= 0.5*h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=884.08 N.mp = p键安全合格10.联轴器选择1.类型选择.选取联轴器的型号：齿式联轴器11. 减速器箱体及附件1） 箱体主要尺寸采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=10mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5*=15mm箱盖b1=1.5*=15mm箱底座b2=2.5*=25mm肋厚m，m1箱座m=0.85*=8mm箱盖

40、m=0.85*=8mm地脚螺钉直径df0.036*a+12=21.08mm 取M22地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75*df=18 mm 取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)* df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）*df 取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)*df 取 M10定位销直径dd=（0.70.8）*d2=10 mmdf、d1、d2至箱壁外距离C1df: C1=30mmd1: C1=30mmd2: C1=30mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2df: C2=26mmd1：C2=26mmd2: C2=26mm轴承旁凸台高度半

41、径R1R1= C2=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+(510)=66 mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离11.2取18 mm齿轮端面至箱体内壁的距离2>取15mm轴承端盖外径+（55.5）*120（1轴）140（2轴）176（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）140（2轴）176（3轴）2） 主要附件a）窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜;窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。b)通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到

42、环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M22油面指示器用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22 c)放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22 d)起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图: e)定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。取位销