减速器题目,综合课程设计报告(共25页)

1、综合(zngh)课程设计报告设计(shj)题目带式输送机中的两级展开式斜齿圆柱(yunzh)斜齿轮减速器学号1 姓名1 学号2 姓名2 电子科技大学机械(jxi)电子工程学院目录(ml)1.设计(shj)题目及要求设计(shj)题目：带式输送机中的两级展开式斜齿圆柱斜齿轮减速器工作(gngzu)条件：单班制工作，使用年限为10年，有轻微振动。 运动简图： 原始数据：输送带拉力F=2100(N)输送带速度v=1.5(m/s)卷筒直径D=300(mm)2.传动系统运动和动力参数的计算包括：传动效率的计算，总传动比初步计算，电动机的选择；传动装置的运动和动力参数的计算（传动比分配，各轴转速及转矩的计

2、算）。电动机的选择： 工作轴上输出功率：Pe=(FV)/1000=2100*1.5/1000=3.15(kW)传动效率：取弹性联轴器，取轴=0.995，对于卷筒轴的滑动轴承，取滑=0.95，对于二级圆柱齿轮减速器，取=0.95（总）=0.995*0.95*0.95=0.898 电动机所需功率： P=Pe/(总)=3.508查表得，选取电动机型号Y112M-4 额定功率4kW,满载转速1440r/min,机座中心高112mm,中机座，极数为4，外形尺寸H=112mm,A=190mm,B=140mm,C=70mm,D=28mm,E=60mm,FXGD=8X7mm,G=24mm,K=12mm,b=2

3、45mm,b1=190mm,b2=115mm,h=265mm,AA=50mm,BB=180mm,HA=15mm,L1=400mm 传动装置的总传动比和分配(fnpi)各级传动比工作(gngzu)轴转速(zhun s) n=(60*1000*1.5)/(*D)=96r/min总传动比 i总=n满/n=1440/96=15取if=1.4isis=i23=(i总/1.4)= （15/1.4）=3.27if=i12=1.4* is=1.4*3.27=4.58 计算传动装置的运动和动力参数 轴：电动机轴 P=P=3.508kW n=n电机=1440r/min T=9550(P/n)=9550(3.508

4、/1440)=23.26Nm 轴：中轴齿轮按78级精度制造，闭式效率取齿=0.975，一对滚动轴承的效率取滚=0.995 P= P*齿*滚=3.508*0.975*0.995=3.403kW n= n/ if=314.41r/min T=9550（P/n）=9550*(3.403/314.41)= 103.36Nm 轴：P=P*齿*滚=3.403*0.975*0.995=3.301kW n=n/is=314.41/3.27=96.15r/min T=9550（P/n）=9550*（3.301/96.15）=327.87Nm 轴： P= P*滚*联=3.301*0.995*0.995=3.268

5、kW n= n=96.15r/min T=9550(P/n)=9550*(3.268/96.15)=324.59Nm参数电动机轴中间轴低速轴运输带轴转速（r/min）1440314.4196.1596.15功率（kW）3.5083.4033.3013.268转矩（Nm）23.26103.36327.87324.59传动比4.583.271效率0.970.970.953.传动(chundng)零件的设计计算 选用(xunyng)标准(biozhn)斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角n=20，齿顶高系数han*=1，顶隙系数cn*=0.25。高速级斜齿轮传动设计计算齿轮材料、热处理及精度等级减速

6、器传动功率不大，齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为240280HBS。大齿轮采用45#钢，调质，齿面硬度220HBS。选取7级精度。齿面精糙度R1.63.2m齿数的选择：取小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数：z2=i12*z1=20*4.58=91.692齿数比为= z2/ z1=92/20=4.60，(4.60-4.58)/4.58=0.44%,易得满足要求。选择螺旋角 初选=13按齿面接触强度设计T1=23260Nmm选择齿宽系数，由2P206表10-7 取d=0.9选取载荷系数取KHt=1.3由2P203图10-20查得区域系数 ZH=2.433 计算Zt=arctan

7、(tann/cos)=arctan(tan20/cos13)=20.483at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.394at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=23.459=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.638=dz1tan/=1*20*tan13/=1.470Z=(4-)(1-)/3+/=0.726Z=(cos)=0.987ZE=189.8MPa1/2计算接触疲劳许用应力H 由2P211图10-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1=650MPa Hlim1=600MPa计算应力循环

8、次数： N1=60n1jLh=60*1440*1*(10*365*8*1)=2.52288*109 N2=N1/u=2.52288*109/(92/20)=5.485*108由2P208图10-23查得接触疲劳寿命(shumng)系数KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效(sh xio)概率(gil)为1%，安全系数S=1，得 H1=( KHN1*Hlim1/S)=0.9*650/1=585MPa H2=( KHN2*Hlim2/S)=0.95*600/1=570MPa取较小值，即 H= H2=570MPa试算小齿轮分度圆直径 =30.209mm调整小齿轮分度圆直径圆周速度 v=（d1t

9、n1）/60*1000=2.28m/s齿宽 b=dd1t=0.9*30.209=27.188mm由2P192表10-2，查得使用系数KA=1.25由2P194图10-8，查得Kv=1.10齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*23260/30.209=1539.938NKAFt1/b=63.720N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KH=1.340则载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.25*1.10*1.4*1.34=2.580按实际载荷系数算分度圆直径 d1= d1t=37.963mm相应的齿轮模数 mn=d1cos/z1=

10、37.963*cos13/20=1.85mm按齿根弯曲疲劳强度设计试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y b=arctan(tancost)=11.453 v=/cos2(b)=1.705 Ye=0.25+0.75/v=0.690计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1-/120=0.841计算计算当量齿数，查齿形系数：zv1=z1/cos3=20/(cos13)3=21.6201zv2=z2/cos3=92/(cos13)3=99.4526由2P200图10-17求线性差值得(zh d)：YFa1=2.78+(2.74-2.78)/(22-21)*(21.6201-21)=2

11、.7551YFa2=2.21+(2.18-2.21)/(100-90)*(99.4526-90)=2.1816由2P201图10-18查得 Ysa1=1.56 Ysa2=1.8计算(j sun)许用应力(yngl)由2P210图10-24c查得小齿轮和大齿轮弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa Flim2=380MPa由2P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数为 KFN1=0.85 KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 F1= KFN1Flim1/S=500*0.85/1.4=303.57MPa F2= KFN2Flim2/S=380*0.90/1.4=244.29MPa

12、YFa1 Ysa1/F1=2.7551*1.56/303.57=0.0142YFa2 Ysa2/F2=2.1816*1.8/244.29=0.0161 大齿轮数据大于小齿轮，所以取 YFa1 Ysa1/F= YFa2 Ysa2/F2=0.0161 试算模数 mnt=1.142mm调整齿轮模数圆周速度v d1= mntz1/cos=1.142*20/cos13=23.441mm v=d1n1/(60*1000)=*23.441*20/(60*1000)=1.77m/s齿宽b b=dd1=0.9*23.441=21.097mm齿高h及宽高比b/h h=（2 han* +cn*）mnt=（2+0.2

13、5）*1.142=2.5695mm b/h=21.097/2.5695=8.21计算实际载荷系数KF根据v=1.77m/s,七级精度，由2P194图10-8查得动载系数Kv=1.07齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2*23260/23.441=1984NKAFt1/b=117.55N/mm100N/mm,查2表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KF=1.30则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1.25*1.07*1.2*1.30=2.0865由实际载荷系数算得的齿轮模数为 mn=mnt=1.337mm由齿面接触(jich)疲劳

14、强度计算(j sun)的法面模数大于由齿根(ch n)计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中近似取mn=2；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=37.963mm计算小齿轮齿数。即 z1= d1cos/mn=18.495取z1=19,则z2=uz1=87.4，取z2=88，z1与z2互为质数几何尺寸计算计算中心距 a=(z1+z2) mn/(2cos)=109.815mm考虑模数从1.8mm增大圆至2mm，为此将中心距减小圆整为107mm。按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=10.993计算小大齿轮的分度圆直径 d1=z1mn/ cos=38.71mm

15、 d2=z2mn/ cos=179.29mm计算齿轮宽度 b=d d1=34.84mm取b2=35mm，b1=40mm圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核由2P192表10-2，查得使用系数KA=1.25由2P194图10-8，查得Kv=1.10齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2*23260/38.71=1201.76NKAFt1/b=43.12N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KH=1.35则载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.25*1.10*1.4*1.35=2.599由2P203图10-20查得区域系数 ZH=2

16、.60 计算Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos10.993)=20.343at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.808at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=23.485=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.647=dz1tan/=1*19*tan10.993/=1.175Z=(4-)(1-)/3+/=0.454Z=(cos)=0.991ZE=189.8MPa1/2代入式 =286.59MPa100N/mm,查2表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由2P196表1

17、0-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KF=1.30则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1.25*1.15*1.2*1.30=2.24计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y b=arctan(tancost)=10.345 v=/cos2(b)=1.648 Ye=0.25+0.75/v=0.705计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1-/120=0.892计算计算当量齿数，查齿形系数：zv1=z1/cos3=19/(cos10.993)3=20.0855zv2=z2/cos3=88/(cos10.993)3=93.0276由2P200图10-17求线性差值得：YFa1=2.82+(2.78-2

18、.82)/(21-20)*(20.0855-20)=2.8166YFa2=2.21+(2.18-2.21)/(100-90)*(93.0276-90)=2.2009由2P201图10-18查得 Ysa1=1.55 Ysa2=1.8代入式 得F1=106MPaF1 F2=96MPa100N/mm,查2表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KF=1.350则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1.25*1.02*1.2*1.35=2.0655由实际载荷系数算得的齿轮模数为 mn=mnt=1.5286mm由齿面接触(jich)疲劳强度计算

19、(j sun)的法面模数大于由齿根(ch n)计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中近似取mn=2；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=58.48mm计算小齿轮齿数。即 z1= d1cos/mn=28.491取z1=29,则z2=uz1=94.743，取z2=95，z1与z2互为质数几何尺寸计算计算中心距 a=(z1+z2) mn/(2cos)=127.26mm考虑模数从1.89mm增大圆至2mm，为此将中心距减小圆整为124mm。按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=12.997计算小大齿轮的分度圆直径 d1=z1mn/ cos=59.52mm d2

20、=z2mn/ cos=195.00mm计算齿轮宽度 b=d d1=53.57mm取b2=55mm，b1=60mm圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核由2P192表10-2，查得使用系数KA=1.25由2P194图10-8，查得Kv=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2*103360/59.52=3473.12NKAFt1/b=81.04N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KH=1.40则载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.25*1.02*1.4*1.40=2.499由2P203图10-20查得区域系数 ZH=2.4

21、33 计算Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos12.997)=20.483at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.754at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=22.956=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.889=dz1tan/=0.9*29*tan12.997/=1.918Z=(4-)(1-)/3+/=0.606Z=(cos)=0.987ZE=189.8MPa1/2代入式 =375.63H满足齿面接触疲劳强度条件。齿根(ch n)弯曲(wnq)疲劳强度校核圆周(yu

22、nzhu)速度v d1= mnz1/cos=2*29/cos12.997=59.52mm v=d1n1/(60*1000)=*59.52*314.4/(60*1000)=0.78m/s齿宽b b=dd1=0.9*59.52=53.57mm齿高h及宽高比b/h h=（2 han* +cn*）mnt=（2+0.25）*2=4.5mm b/h=53.57/4.5=11.90计算实际载荷系数KF根据v=0.78m/s,七级精度，由2P194图10-8查得动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2*103360/59.52=3473NKAFt1/b=81.03N/mm100N/mm,查2

23、表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4由2P196表10-4,七级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，KF=1.40则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1.25*1.02*1.4*1.40=2.499计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y b=arctan(tancost)=12.20 v=/cos2(b)=1.977 Ye=0.25+0.75/v=0.629计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1-/120=0.805计算计算当量齿数，查齿形系数：zv1=z1/cos3=29/(cos12.997)3=31.348zv2=z2/cos3=95/(cos12.997)3=102.69由2P200图10-

24、17求线性差值得：YFa1=2.55 +(2.42-2.55)/(35-30)*(31.348-30)=2.5150YFa2=2.19+(2.15-2.19)/(200-100)*(102.69-90)=2.1849由2P201图10-18查得 Ysa1=1.63 Ysa2=1.83代入式 得F1=87.46MPaF1 F2=85.31MPaF2齿根(ch n)弯曲(wnq)疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗(dkng)弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。设计结论高速级低速级小大齿轮齿数z19/8829/95法向模数mn22压力角2020螺旋角10.99312.997径向变位系数x00中心距a10712

25、4齿宽b40/3560/55精度等级774.轴的设计计算，及联轴器与轴承的选择1轴（输入轴）及其轴承装置，键的设计输入轴上的功率P1=3.508kW，转速n1=1440r/min，转矩T1=23260Nmm求作用在齿轮上的力 已知齿轮的分度圆直径为 d1=38.71mm Ft=2T1/ d1=2*23260/38.71=1201.76N Fr=Fttann/cos=445.58N F=Fttan=233.45N初步确定轴的最小直径，选轴的材料为45钢，调质处理根据2表15-3取A0=110，有=14.80mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时

26、选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩，取KA=1.5 Tca=KAT1=1.5*23260=34890Nmm 计算(j sun)转矩应当(yngdng)小于联轴器公称(gngchng)转矩,查GB/T 5014-2003，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器孔径d1=16mm，故取d-=16mm，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm。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,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径d-=18mm，L-=19mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，为了保证轴

27、端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, 故-段的长度应比L1略短一些,现取L-=28mm。 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，股选用单列角接触球轴承，参照工作要求并根据d-=18mm，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7004 C型，基本额定动载荷Cr=10.47，基本额定静载荷Csr=6.25.其尺寸为d*D*B=20*42*12故d-= d-=20mm,而L-= L-=12mm 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取L-=94mm，为了减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段-的直径应根据轴承定位轴肩直径da确定d-=da=25mm

28、轴段-上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d-应略大于d-，可取d-=28mm，齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，则轴段-长度应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=40mm，取L-=38mm。齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段-的直径，轴肩高度h=0.0070.1d，取d-=33mm，L-=1.4h，取L-=4mm,后因铸造强度取消了轴肩，改为一体铸造，所以L-=0mm 为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段-的直径应根据7004C型轴承的定位轴间da确定d-=da=25mm，L-=20mm 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L1= ，L2= L3= 取轴端为1*45。 受力

29、分析，弯矩的计算 计算支承反力 在水平面上 FAX=(F1*L3)/(L2+L3)= FBX=Ft-FAX= FAY=Fa=在垂直面上 MB=0, 故FBZ=Fr-FAZ= 总支承(zh chn)反力 计算(j sun)弯矩并作弯矩图 水平面弯矩图 MAX=FAX*L2= MBX= MAX= 垂直(chuzh)面弯矩图 MAZ=FAZ*L2= MBZ=FBZ*L3=合成弯矩图 计算转矩并作转矩图 T=T1=按弯扭合成应力校核轴的强度 危险截面为 轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴计算应力 前已选定轴的材料，45钢，调质，由表15-1查得-1=60MPa，因此 ，校核安全。判

30、断危险截面 截面 左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=抗扭截面系数 W=0.2d3= 截面 左侧弯矩 M= 截面 上的扭矩 T3= 截面上的弯曲应力 b=M/W= 截面上的扭转切应力 t=T3/Wt= 由轴材质，查得B=640MPa，-1=275MPa,-1=155MPa （轴肩）轴肩形成(xngchng)的理论(lln)应力(yngl)集中系数及由表查取。因r/d= ，D/d= ,用插值法查得= = 可得轴的材料的敏性系数为 q= q= 故有效应力集中系数为 k=1+q(-1)= k=1+q(-1)= 由2附图3-2，得尺寸系数= 由2附图3-3，得扭转尺寸系数=轴按磨削加工，由2附图3-4得

31、表面质量系数 =轴未经表面强化处理，即q= ,则计算综合系数为 k2轴（轴）及其轴承装置，键的设计输入轴上的功率P2=3.403kW，转速n2=314.41r/min，转矩T2=103360Nmm求作用在齿轮上的力 高速大齿轮 d2=179.29mm Ft1=2T2/ d2=2*103360/179.29=1153.00N Fr=Ft1tann/cos=427.50N F1=Ft1tan=223.97N 低速小齿轮 d1=59.52mmFt2=2T2/ d1=2*103360/59.52=3473.12NFr2=Ft2tann=1264.11N初步确定轴的最小直径，选轴材料为45钢，调质处理根

32、据2表15-3取A0=110，有=24.33mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 选择型号为7005C的角接触轴轴承，参数如下d*D*B=25mm*47mm*12mm,da=30mm，Da=42mm，基本额定动载荷Cr=11.55kN,基本额定静载荷 Csr=7.64kN,故d-=d-=25mm, L-=L-=12mm, d-=d-=da=30mm，L-=L-=16mm 轴段-上安装(nzhung)低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，d-应略大于d-，取d-=34mm，齿轮(chln)左端用套筒固定，为使套筒端面(dunmin)定在齿轮左端面上，轴段-的长度L-应比齿轮毂长略短，已知齿宽为

33、b=60mm，取L-=56mm。小齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段-的直径，轴肩高度h=0.070.1d，取d-=40mm，L-=1.4h，取L-=4mm 轴段-上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d-应略大于d-，可取d-=32mm，齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，则轴段-长度应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=35mm，取L-=32mm。齿轮左端用肩固定。由此可确定轴段-的直径，轴肩高度h=0.070.1d，取d-=40mm，L-=1.4h，取L-=4mm 取齿轮齿宽中间为力作用点，可得 受力分析，弯矩的计算 计算支承反力 在水平面上 FAX=(F1*L3

34、)/(L2+L3)= FBX= F输出传动轴承的设计求输出求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=3.301kW n3=96.15r/min T3=327870Nmm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=195.00mm Ft=2T3/ d2=2*327870/195=3362.77N Fr=Fttann/cos=1255.84N F=Fttan=776.17N初步确定轴的最小直径，轴的材料同上。根据2表15-3取A0=110，有=35.75mm计算转矩应当小于联轴器公称转矩,查GB/T 5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm

35、。半联轴器孔径d1=38mm，故取d-=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。取L-=L1=60mm。 根据(gnj)轴向定位的要求(yoqi)确定轴的各段直径(zhjng)和长度 轴段-和-用来安装轴承，由于d-=35.75mm，选取角接触球轴承7008C，基本参数d*D*B=40*68*15,Cr=20.29kN,Csr=16.28kN,da=46mm,Da=62mm 由此确定d-= d-=40mm，L-= L-=15mm 为减小集中应力并考虑左右轴承的拆卸，轴段-与轴段-由轴承的定位轴间直径da确定，即d-=d-=da=46mm，取L-=15mm

36、轴段-上安装低速级大齿轮，为了便于齿轮的安装，d-应该略大于d-，取d-=50mm，齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面定在齿轮右端面上，轴段-的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽为55mm，取L-=50mm。大齿轮右端用轴间固定，由此可确定轴段-的直径，轴肩高度h=0.070.1d，取d-=60mm,L-=1.4h,故取L-=7mm 取齿轮左端面与箱体内壁留有足够间距L-=你定随意定 取轴端为1.2*45，各轴肩处的圆角半径见图。 校核 5.键的选择及强度校核低速级大齿轮的键选用平键，查2表6-1，选取b*h=16*10,L=40mmk=0.5h=5mm,l=L-b=34mmp=2000T/(kld

37、)=2000*327.87/(5*34*50)=77.15MPap=120MPa校核安全高速级小齿轮与杆一体制造，不需要键低速级小齿轮与杆一体制造，不需要键高速级大齿轮的键查2表6-1，选取b*h=10*8,L=25mm k=0.5h=4mm,l=L-b=15mmp=2000T/(kld)=2000*103.26/(4*15*32)=107.56MPap=120MPa校核(xio h)安全输入(shr)轴联轴器的键查2表6-1，选取(xunq)b*h=5*5,L=22mm k=0.5h=2.5mm,l=L-b=17mmp=2000T/(kld)=2000*23.26/(2.5*17*16)=6

38、8.41MPap=120MPa校核安全输出轴联轴器的键查2表6-1，选取b*h=10*8,L=50mm k=0.5h=4mm,l=L-b=40mmp=2000T/(kld)=2000*327.87/(4*40*38)=107.85MPap=120MPa校核安全校核轴承和计算寿命 校核轴承A和计算寿命 径向载荷F啦啦啦啦箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成, 大端盖分机体采用H7/is6配合。 润滑方式的选择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，

39、其表面粗糙度为铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.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M6紧固B油螺塞：放油孔位于(wiy)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：油标位在便于观察(gunch)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(jnr)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