机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器

1、 /401/40目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料32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

2、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（mm）250250250300300设计要求减速器装配图一张（A1）。CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）。设计说明书一份。设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计V带和带轮齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计润滑密封设计联轴器设计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。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载

3、荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。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：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）。传动装置的总效率耳a-.96x0.983x0.952x0.97x0.96二0.759;耳1为V带的效率,n2为轴承的效率，n为第一对齿轮的效率，耳为联轴器的效率，34n为卷筒轴滑动轴承的效率（因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。52电动机的选择电动机所需工作功率为：P厂P/比二1900 x1.3/1000 x0.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n二

4、=82.76r/min,经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i；二24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i；二840, /406/402 /405/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器则总传动比合理范围为L二16-160,电动机转速的可选范围为%二Lxn二（16160）x82.76二1324.1613241.6r/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Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速n1440r/min，同步转速1500r/min。m电动机型号电动机转速rmin同满步载额定电动功率机重量NPed

5、kw传动装的传动比心高寸转2速AD速Lx(AC底脚安装尺寸A总传V带减速器动比传动装键部位尺寸FxMB150515X0345-1514x4C216x1782径16.1DxE1236x807*0210 x413.确定传机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器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应和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i二g/n二1440/82.76二17.40a(2)分配传动装置传动比IIXIa0式中i,i分别为带传动和减速器的传动比。01为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取i2.3,则减速器传动比为i0i/i17.40/2.37.57a0根据各原则

6、，查图得高速级传动比为i3.24，则ii/i2.331214计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速n二n/i1440/2.3626.09r/minIm0nn/i626.09/3.24193.24r/minniinn/i193.24/2.33=82.93r/minmn2n=n=82.93r/minNm(2)各轴输入功率Ppx耳3.25x0.963.12kWirdiPpxn2xn3.12x0.98x0.952.90kWnI3PPxn2Xn2.97x0.98x0.952.70kWmn3Ppxn2xn4=2.77x0.98x0.972.57kW则各轴的输出功率:ppx0.98=3.06kWiiPp

7、x0.98=2.84kWnn机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /409/40p二pxO.98=2.65kW皿皿P-二px0.98=2.52kW（3）各轴输入转矩T二TXixnN-m1d01电动机轴的输出转矩T=9550P=9550 x3.25/1440=21.55Ndnm所以：t二txixn=21.55x2.3x0.96=47.58N-mId01T二Txixnxn=47.58x3.24x0.98x0.95=143.53N-mniii2T二Txixnxn=143.53x2.33x0.98x0.95=311.35Nm皿n223T=Tx耳xn=311.35x0.95x0.97=286.91N

8、mw皿34输出转矩：T二Tx0.98=46.63N-mIIT二Tx0.98=140.66N-mnnT二Tx0.98=305.12NmmmT-Tx0.98=281.17N-mww运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm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2.572.52286.91281.1782.935设计V带和带轮确定计算功率查课本P表9-9得：K=1.2178AP二kXP二1.2X4二4.8

9、，式中为工作情况系数，p为传递的额定功率,caA既电机的额定功率.选择带型号根据p二4.8，k二1.3，查课本p表8-8和P表8-9选用带型为A型caA152153-hH-带.选取带轮基准直径d,dd1d2查课本p表8-3和P表8-7得小带轮基准直径d二90mm，则大带TOC o 1-5 h z145153d1轮基准直径d=ixd二2.3x90二207mm，式中E为带传动的滑动率，通常取d20d1(1%2%),查课本p表8-7后取d二224mm。153d2验算带速vV二兀1m=nX90X1400二717m/sjxda按齿面接触强度设计1t0确定各参数的值：试选K=1.6选取区域系数Z=2.43

10、3H=0.82a2t查课本P图10-30215由课本p图10-26=0.78al二0.78+0.82二1.6214则a由课本p公式10-13计算应力值环数202N=60njL=60 x626.09x1x(2x8x300 x8)11h=1.4425x109hN=4.45x108h#（3.25为齿数比，即3.25=红）2Z1查课本P10-19图得：K=0.93K=0.96203HN1HN2齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用p公式10-12得:202机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4012/40 /4011/40c=0.93x

11、550=511.5MPaH1c=0.96x450=432MPaH2许用接触应力Q=(Q+Q)/2=(511.5+432)/2=471.75MPaHH1H2查课本由p表10-6得：z=189.8MP198Ea由p表10-7得：o=1201dT=95.5x105xp/n=95.5x105x3.19/626.0911=4.86x104N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d,2KTd71tda=3：2%1.6%4&x14%4.24乂(2433乂1眇8上_49.53mm1x1.63.25471.75计算圆周速度u=1.62m/s3.14x49.53x626.0960 x1000计算齿宽b和模数mnt计算

12、齿宽bb=oxd=49.53mmd1t计算摸数mn初选螺旋角0=14_dcos049.53xcos14小心m=j=2.00mmntZ241计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25m=2.25x2.00=4.50mmnt=49-534.5=11.01计算纵向重合度=0.318Ztan0二0.318x1x24xtan14=1.903Bd1计算载荷系数K使用系数k=1A根据v=1.62m/s/7级精度，查课本由p表10-8得192动载系数K=1.07,V查课本由p表10-4得K的计算公式：TOC o 1-5 h zHK=1.12+0.18(1+0心2)x2+0.23x10一3xbH0dd=1.12+0.

13、18(1+0.6x1)x1+0.23x10_3x49.53=1.42查课本由p表10-13得:K=1.35F0查课本由p表10-3得:K=k=1.2193HaF故载荷系数：K二K卫KvKK=1x1.07x1.2x1.42=1.82HaH0按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d3：K/K=49.53x=51.73mm11tt计算模数mn_dcosB51.73xcosl4-_m=2.09mmnZ241齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式(FdSd)QF32KTYcos2卩yYZ2fd1a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩爲二48.6kNm机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /401

14、3/40确定齿数z因为是硬齿面，故取Z二24,Zg二qZ二3.24x24二77.76传动比误差i二u二zZ二78/24二3.25i二0.032%兰5%,允许计算当量齿数z，i二Zi/cos*0二24/cos314二26.27z曲二Zq/cos攵戸二78/cos314二85.43初选齿宽系数应按对称布置，由表查得川二1初选螺旋角初定螺旋角0二14-载荷系数KK二1卫KK吐K耶=1x1.07x1.2x1.35二1.73查取齿形系数Y配和应力校正系数Y预查课本由p表10-5得：197齿形系数Y斑二2.592Y砒二2.211应力校正系数Y窗二1.596Y沁二1.774重合度系数Yr端面重合度近似为二1

15、.88-3.2x()cos0二1.88-3.2x(1/24+1/78)xcos14二1.655函二arctg(tg爲/cos)=arctg(tg20-/cos14)二20.64690-A二叱增他0心舛)二14.07609“因为二氓/cos%,则重合度系数为Y二0.25+0.75cos乜/6二0.673 /4014/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器螺旋角系数Y轴向重合度二&血琵叽二二1.825,Y尹二1-。0门2二0.78计算大小齿轮的安全系数由表查得S二1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1二60nkS=60 x271.47x1x8x300 x2x8=

16、6.255x10*大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255x102/3.24=1.9305x108查课本由p表10-20c得到弯曲疲劳强度极限204小齿轮b二500MP大齿轮b二380MPFF1aFF2a查课本由p表10-18得弯曲疲劳寿命系数：197K=0.86K=0.93FN1FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4b=Kfn1bFF1二0.86x500二307.14f1S1.4b=Kfn2bFF2二0.93x380二252.43F2S1.4YF2.592x1.596FaiSa、3：2x1.73x4.86x104x0.78xcos214x0.015544“mmm=1.26mmx242x1.6

17、55=0.01347b307.14F1a2abF2大齿轮的数值大.选用.YF2.211x”74二0.01554252.43设计计算计算模数机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4016/40 /4015/40对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mmn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d=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:1z=25.097取z=2511那么z=3.24x25=812几何尺寸计算计算中心距a=109.

18、25mm将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos（J2）代二25+8】）从2二祇22x109.25因卩值改变不多,故参数e,k,z等不必修正.aph计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53mm1d=166.97mm2计算齿轮宽度B=d=1x51.53mm=51.53mm圆整的b=502B=551（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数z=301速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz=2.33x230=69.9圆整取z=70.2齿轮精度按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸强

19、化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选K=1.6t查课本由p图10-30选取区域系数Z=2.45215H试选b二12o，查课本由p图10-26查得214e=0.83e=0.88e=0.83+0.88=1.71aia2a应力循环次数N=60 xnxjxL=60 x193.24x1x(2x8x300 x8)12n=4.45x108N=1.91x1082由课本p图10-19查得接触疲劳寿命系数203K=0.94K=0.97HN1HN2查课本由p图10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a=600MPa,Hlim1大齿轮的接触疲劳强度极限&=550MPaHlim1取失效概

20、率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力&=MpaH1&=0.98x550/1=517MpaH2Q=Hliml+Hlim2)540.5MPaH2查课本由p表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP198Ea选取齿宽系数1dT=95.5x105xp/n=95.5x105x2.90/193.2422=14.33x104N.m机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4017/40TK2a-8Jae3-t1d=65.71mm2.计算圆周速度兀dnu二60 x1000=兀x65.71x193.24二0.665m/s60 x10003.计算齿宽4.b=d=1x65.71=65.71mmd1t

21、计算齿宽与齿高之比bh30模数m=化cosp=65.71xcos12=2.142mmntZ1齿高h=2.25xm=2.25x2.142=5.4621mmnt%=65.71/5.4621=12.03计算纵向重合度s二0.318ztan卩二0.318x30 xtan12二2.028pd16.计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.62)2+0.23x10一3xbHpdd=1.12+0.18(1+0.6)+0.23x10_3x65.71=1.4231使用系数K=1A同高速齿轮的设计,查表选取各数值K=1.04K=1.35K=K=1.2vfPHaFa故载荷系数K二KKKK=1x1.04x1.2x

22、1.4231=1.776AvHdHP7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d3KKt=6571x1It计算模数mdcosP72.91xcos1230=2.3772mm /4018/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器3.按齿根弯曲强度设计m3：2KTYcos2卩yYXFdSdZ28Qd1dF确定公式内各计算数值(1)计算小齿轮传递的转矩爲二143.3kNm(2)确定齿数z因为是硬齿面，故取Z1二30,Zm二iXZ二2.33x30二69.9传动比误差i二u二zZi二69.9/30二2.33i二0.032%兰5%,允许(3)初选齿宽系数按对称布置，由表查得应二1(4)初选螺旋角初定螺旋

23、角0二12-(5)载荷系数KK二K卫KvK皿K耶=1x1.04x1.2x1.35二1.6848(6)当量齿数z，i二Zi/cosQ二30/cos312二32.056z注二Zr/cosQ二70/cos312二74.797由课本P表10-5查得齿形系数Y施和应力修正系数Y池197Y=2.491,Y=2.232Y=1.636,Y=1.751Fa1Fa2Sa1Sa2(7)螺旋角系数Y护轴向重合度匚二色地叽二0詳塵戲兀二2.03Y庐二1-%0门20”二0.797(8)计算大小齿轮的机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4020/40 /4019/40查课本由

24、p图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限204g=500MPg=380MPTOC o 1-5 h zFE1aFE2a查课本由p图10-18得弯曲疲劳寿命系数202K=0.90K=0.93S=1.4FN1FN2=Kg0.90 x500g=fn1fe1=321.43MPF2x1.6848x1.433x105x0.797xcos212x0.01548!mm=1.5472mm!1x302x1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯n曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm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n分度圆直径d

25、=72.91mm来计算应有的齿数.z=27.77取z=3011z=2.33x30=69.9S1.4a=Kg0.93x380G=FN2FF2=252.43MPF2S1.4a计算大小齿轮的,并加以比较F2.491X1.636FaiSal=0.012680321.43F1F2.232X1.751Fa2Sa2=0.015480252.43F2大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.取z=702计算模数因0值改变不多,故参数e,k,Z等不必修正aph分度圆直径d=61.34mm1d=143.12mm2计算齿轮宽度b=0d二1x72.91二72.91mmd1圆整后取B=75mmB=80mm12机械设计课

26、程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4021/40低速级大齿轮如上图：机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4023/40 /4022/40V带齿轮各设计参数附表1各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332.各轴转速n町(r/min)(r/min)(r/min)nw(r/min)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P号(kw)巴(kw)血(kw)P(kw)w3.122.902.702.574.各轴输入转矩TT(kNm)(kNm)(kNm)Tw(kNm)47.58143.53311.35286.915带轮主要参数小

27、轮直径右(mm)大轮直径爲(mm)中心距a(mm)基准长度爲(mm)带的根数z90224471140057.传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计.求输出轴上的功率P，转速n,转矩T333P=2.70KWn=82.93r/min33T=311.35Nm3.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=143.21mmF=2x311.35=4348.16Nt143.21x10-3F=ftanartCOSP=4348.16xtan20ocos13.86o=1630.06NF=Ftanp=4348.16x0.246734=1072.84Nat圆周力F，径向力F与轴向力F的方向如图示:tra.初

28、步确定轴的最小直径先按课本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P表15-3取a二112361oIPd=A37=35.763mmminon*3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴i-ii器吻合,故需同时选取联轴器的型号机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4024/40查课本p表141，选取K二1.5343aT=KT=1.5x311.35=467.0275N-mcaa3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d二40mm,故取d二40mm.半联

29、轴器的长度L二112mm.半联轴器1I-II与轴配合的毂孔长度为L二84mm1.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-口轴段右端需要制出一轴肩，故取n-m的直径d二47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径II-III取挡圈直径D=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上，故i-n的长度应比略短一些，现取i二82mmI-I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d二47mm/由轴承产品目录中I-I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

30、.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dxDxB=50mmx80mmx16mm/故d二d二50mm；而l二16mm.iii=ivw-ww-w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h0.07d,取h二3.5mm，因此d二57mm,IV-V取安装齿轮处的轴段d

31、二58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒w-w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l二72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,w-w取d二65mm轴环宽度b1.4h，取b=8mm.v-w轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器与轴承端盖的结构设计而定）.根据轴承端盖的装拆与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/二30mm，故取l二50mmii-iii25/4025/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4026/40取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，两圆柱齿轮间的距离C=20mm.考虑到箱体

32、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=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm，则l=T+s+a+(7572)=(16+8+16+3)mm=43mm-训il=L+s+c+allIV-VIII-IVV-w=(50+8+20+16248)mm=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.L+L=114.8mm+60.8mm=175.6mm23F=匕F=4

33、348.16x608=1506NNH1L+Lt175.623F=LF=4348.16x1148=2843NNH2L+Lt175.623FDFL+aF=丄_2L=809NNV1L+L23F=FF=1630809=821NNV2rNV2M=172888.8N-mmHM=FL=809x114.8=92873.2N-mm1NV12M=FL=821x60.8=49916.8N-mm2.NV23M=jM2+M2=728892+928732=196255N-mm1HV1M=179951Nmm传动轴总体设计结构图:机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4027/40（中间轴）机械设计课程设计两级展开式圆

34、柱齿轮减速器 /4028/40从动轴的载荷分析图:机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4029/40a)DKH1Ma=FaD/2MF1IH2Fnvi理日）6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4030/40根据G=_=【1962552+(1x311.35)2二10.82ca0.1x27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得c=60MP1aGb此轴合理安全ca17.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,n,m/B只受扭矩作用。所以a口皿b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VU处过盈配合引起的应力集中最严重，从

35、受载来看，截面C上的应力最大截面VI的应力集中的影响和截面VV的相近,但是截面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IV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VV左右两侧需验证即可.截面VV左侧。抗弯系数W=0.1d3=0.1x503=12500抗扭系数w=0.2d3=0.2X503=25000T截面VV的右侧的弯矩M为M二MX6816=144609N-mm160.8截面V上的扭矩T为T=311.35Nm33截面上的弯曲应力截

36、面上的扭转应力T=G=3-TWT /4031/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器轴的材料为45钢。调质处理。由课本P表15-1查得:T=155MP-1a355q=640MPB因工二d经插入后得q二275MP-1aD二dq=1.31Tq二2.0d轴性系数为二0.82q二0.82qK=1+q(qqqK=1+q(TT所以二0.67qP=p二0.92qT综合系数为:q=0.85T-1)=1.82dq-1)=1.26T=2.8K=1.62T碳钢的特性系数p二0.050.1T安全系数Sp=0.10.2取0.1q取0.05caS=25.13qS13.71TSS=1.5ca截面V右侧所以它是安全的抗

37、弯系数W=0.1d3=0.1x503=12500抗扭系数w=0.2d3=0.2x503=25000T截面IV左侧的弯矩M为M=133560机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4032/40截面IV上的扭矩T为3截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T=K=T=K=TWGTK_T所以e二0.67综合系数为：K_2.8K_1.62OT碳钢的特性系数p二0.10.2取0.1O安全系数ScaS_25.13OS13.71T=2953二0.82p=p二0.92TOTp二0.050.1取0.05TTSS_1.5所以它是安全的ca8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要

38、求，应用平键.根据d_55d_6523查表6-1取：键宽b_16h1022b_20h_1233L_362L_503校和键联接的强度查表6-2得O_110MPpa /4034/40 /4033/40机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器工作长度1=L-b=36-16=202221二Lb二50-20=30333键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=522K=0.5h=633由式(6-1)得：2x143.53x10_5220Gx20 x55p2x311.35x1000_5322810箱盖壁厚C1b=0.02a+38i9箱盖凸缘厚度bib=1.5bii12箱座凸缘厚度bb=1.5b15箱座底凸缘厚度b

39、2b=2.5b225地脚螺钉直径dfd=0.036a+12fM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did=0.72difM12机盖与机座联接螺栓直径d2d=(0.50.6)d2fM10轴承端盖螺钉直径d3d=(0.40.5)d3f10机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器 /4037/40 /4036/40视孔盖螺钉直径d4d=（0.30.4）d4f8定位销直径dd=（0.70.8）d28d,d,df12外机壁距离C1查机械课程设计指导书表4342218d,d至凸缘f2边缘距离C2查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离l1l=C+C+（812）11250大齿轮顶圆与内机壁距离AiA1.2o115齿轮端面与内机壁距离A2Ao210机盖，机座肋厚m,mimq0.85o,m=0.85o11mq9mq8.51轴承端盖外径D2D=D+（55.5）d23120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离SSqd2120（1轴）125（2轴）150（3轴）润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减