机械课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计

1、机械课程设计睁开式二级圆柱齿轮减速器设计(F=V=D=)机械课程设计睁开式二级圆柱齿轮减速器设计(F=V=D=)机械课程设计睁开式二级圆柱齿轮减速器设计(F=V=D=)结果计算及说明一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图以下）1二级睁开式圆柱齿轮减速器2运输带3联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）4电动机5卷筒已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运行，载荷较安稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力源：电力，三相沟通，电压380/220V5）运输带速度同意偏差为5%；

2、6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7）运输带工作拉力4000N8）运输带工作速度1.6m/s9）卷筒直径400mm.设计要求达成减速器装置图一张。Pw6.4kw绘制轴、齿轮、箱体零件图各一张。编写设计计算说明书一份。.设计步骤传动装置整体设计方案1）减速器为二级睁开式圆柱齿轮减速器。该方案的优弊端：刹时传动比恒定、工作安稳、传动正确靠谱，径向尺寸小，构造紧凑，重量轻，节俭资料。二级睁开式圆柱齿轮减速器拥有传达功率大，轴拥有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等很多长处。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不可以充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动部署的灵

3、巧性。2、电动机的选择1）选择电动机的种类按工作要乞降工作条件采纳Y系列三相笼型异步电动机，电压380V。0.8952）选择电动机的容量工作机的有效功率为：PwFv/1000w40001.6/100016.4kW-1-从电动机到工作机传送带间的总效率为：0123456由机械设计课程设计手册表1-7可知：0输入轴联轴器（弹性联轴器）效率，取为0.99；1第一级圆柱斜齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；2输入轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99；3第二级圆柱直齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；4中间轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.995输出轴上轴承（深沟球轴承）的传动效率

4、，取为0.99；6输出轴联轴器（齿式联轴器）效率，取为0.99301234560.990.990.970.970.990.895所以电动机所需工作功率为Pw6.4Pd7.15kW0.8953）确立电动机转速按手册介绍的传动比合理范围，二级睁开式圆柱齿轮减速器传动比i925而工作机卷筒轴的转速为nw76.4rmin601000v6010001.6nwD76.4r/min3.14400所以电动机转速可选范围为Nd=i*nw=(9-25)*76.4r/min=(687.6-1910)r/min切合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。综合考虑电动机和传-2-动装置的尺寸、质量及价钱等要

5、素，为使传动装置构造紧凑，决定采纳同步转速为1000的电动机。依据电动机种类、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Y160M-6。其主要性能以下表：电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量（kw）(r/min)额定转矩额定转矩（kg）Y160M-67.59702.02.0119计算传动装置的总传动比i并分派传动比(1).总传动比i为选定电动机型号Y160M-6inm=970/76.4=12.7i12.7nw(2).分派传动比iii此中：i为高速级传动比，i为低速级传动比，且i(1.31.5)ii4.23取i3，即=12.7/3=4.23i3计算传动装置的运动和动力

6、参数该传动装置从电动机到工作机共有三轴，挨次为轴轴轴1).各轴的转速I轴nnm970rmin-3-II轴nn229.3rminiIII轴nn76.43rmini2).各轴的输入功率n970rminI轴PPd027.08kWn229.3rminII轴PP136.8kWIII轴PP6.53kWn76.43rmin453）.各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为Td=95501000Pd/nd=70.39NmI轴TTd0269.69NmII轴TT13i283.2NmP7.08kwIII轴TT45i815.93Nmm齿轮的设计5.1.高速级大小齿轮的设计P6.8kwP6.53kw选定齿轮种类、精度等级、

7、资料及齿数按简图所示的传动方案，采纳斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，应采纳8级精度资料选择。由机械设计表6.1选择小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者资料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z122，则大齿轮齿数z2iz193.03，取Z2=93-4-(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数d1.0初选螺旋角=14初步设计齿轮主要尺寸设计准则:先由齿面接触疲惫强度计算，再按齿根曲折疲惫强度计算。二者比较校核。按齿面接触疲惫强度设计，即2KT12d1tZHZE3dH1确立公式内的各计算数值采纳直齿圆柱齿轮

8、传动1）.试选载荷系数Kt1.6。8级精度2）.计算小齿轮传达的转矩小齿轮资料45钢（调质）95.5105P大齿轮资料T169.69Nm40Cr(调质)n1d1.03）.由10-30选用地区系数ZH=2.4334）.由图10-26查得10.765,20.81,121.5755）.需用接触应力，由10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的排除疲惫强度极限Hlim2550MPa。6）由式10-14计算应力循环次数Lh28300838400hN160n1jLh609701384002.23109N22.231095.281084.237）由图10-19取接触疲

9、惫寿命系数KHM0.90;KHN20.958）计算接触疲惫许用应力-5-取安全系数S=1Kt1.6H1KHN1lim10.9600MPa540MPaSH2KHN2lim20.95550MPa522.5MPaT16.969SH1H2540528104NmmHZE2062531.25MPa2Mpa2.计算2KT2Hlim16001ZHZEMPa1）.计算小齿轮分度园直径d1t3）.计算圆周速度v。vd1tn12.59ms601000）.计算齿宽b及模数d50.95m/s550Hlim2HMPaN12.23910N25.28108bdd1t50.95mmmntd1cos50.95cos14mmZ12

10、22.25h2.25mntb50.25h10.395.05KHN10.9KHN20.95H1540MPa4）计算纵向重合度H20.318dZ1522.55）计算载荷系数K已知载荷安稳，由参照文件2表10-2选用使用系数取KA1MPa-6-依据v2.59ms，8级精度，由参照文件2图10-8查得动载系数Kv1.13；由表10-4查得KH1.453；由参照文件2图10-13查得KF1.34d1t50.95mm由表10-3查得KHKF1.4。故载荷系数KKAKvKHKH6）按实质的载荷系数校订所得的分度圆直径，由参照文件2式（10-10a）v2.59ms得d1d1t3K50.9532.3mm57.5

11、mmKt1.67）计算模数mnd1cos57.5cos14mm2.54mmZ1223按齿根曲折强度设计由参照文件2式（10-17）2YFaYSa2KTYcosmn13dZ12F（1）确立计算参数1）计算载荷系数KKAKvKFKF2）依据纵向重合度1.744，从参照文件2图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数-7-ZZZ122v1cos324.1cos314Z293v2cos3101.86cos34）查取齿型系数由参照文件2表10-5查得YFa12.647；YFa22.1795）查取应力校订系数由参照文件2表10-5查得YSa11.591；YSa21.7916）由参照文件2图

12、10-20c查得小齿轮的曲折疲惫极限FE1500MPa，大齿轮的曲折疲惫极限FE2380MPaKV1.137）由参照文件2图10-18，查得曲折疲惫寿命系数KFN10.85，KFN20.88；8）计算曲折疲惫许用应力KA1K2.3取曲折疲惫许用应力S=1.4，由文件2式（10-12）得KFN1FE1F1SKFN2FE2F2S0.85500MPa303.57MPa1.40.88380MPa238.86MPa1.49）计算大，小齿轮的YFaYSa，并加以比较FYFa1YSa12.6471.591F10.01387303.57YFa2YSa22.17981.791F20.01634238.86大齿轮

13、的数值大（2）设计计算22.0969.691030.882m2.54mm3cos14mn12221.575对照计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数mn大于由齿跟曲折疲惫强度计算的法面模数，取mn2mm，已可知足曲折强度。-8-Z1d1cos57.5cos1427.89mn2取Z1=28，则Z2i1Z14.2328119。4几何尺寸计算（1）计算中心距Z1Z2mn281192a2cos14mm151.5mm2cos将中心距圆整为152mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ1Z2mnarccos281192144492a2152因值改变不多，故参数、K、ZH等不用修正。（3）计

14、算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mn28257.9mmcoscos14449d2Z2mn1192246mmcoscos14449（4）计算齿轮宽度bdd1mm圆整后取B260mm；B165mm。5.2低速级齿轮的设计2.1选定齿轮的种类、精度等级、资料及齿数。1）按图2所示的传动方案，采纳直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，应采纳8级精度Flim1500MPaFlim2380MPaKFN10.85KFN20.88SF1.4-9-3）资料及热办理：选择参照文件2表10-1小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮资料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者资料

15、硬F1303.57MPa度差为40HBS。F2280.92MPa4）试选小齿轮齿数Z322，大齿轮齿数Z4i2Z33266.K1.432.2按齿面接触强度设计按参照文件2式（10-9a）进行试算，即2KT1u1ZEd1t2.323uHd（1）确立公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参照文件2表10-7选用齿宽系数d=13）小齿轮传达的转距T214）由参照文件2表10-6查得资料的弹性影响系数ZE189.8Mpa25）由参照文件2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim3600MPa；大齿轮的接触疲惫强度极限Hlim4600MPa6）由参照文件2式（10-19）计算应

16、力循环次数N360n3jLh8N45.28108831.76107）由参照文件2图10-19查得接触疲惫寿命系KHN30.92，KHN40.94；8）计算接触疲惫许用应力取无效概率为1%，安全系数S=1，由参照文件2式（10-12）得KHN3Z1=28H3lim30.92600MPa552MPaSZ2=119-10-KHN4lim40.94550MPa517MPaH4S2.3计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得KT1u1ZE2d3t2.323uHd1.3283.21034189.822.32393.81mm135172）计算圆周速度vd3tn3100060ms1.13ms6010

17、00计算齿宽bbdd3t4)计算齿宽与齿高之比bh模数mtd1t93.81Z3mm4.26mm22齿高h2.25mtb93.819.79h9.585)计算载荷系数K已知载荷安稳，由参照文件2表10-2选用使用系数取KA1；依据v1.13ms，8级精度，由参照文件2图10-8查得动载系数Kv1.06；直齿轮，KHKF1；由参照文件2图10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称部署D1=57.9mmD2=246mm-11-时，KH1.4643；由b8.89，KH1.4643查参照文件2图10-13得KF1.55，故载荷系数hKKAKvKHKH6）按实质的载荷系数校订所得的分度圆直径，由参照

18、文件式（10-10a）得d3d3t3K93.8131.55mm99.47mmKt1.37）计算模数d199.47mmm4.52mmZ3222.4.按齿根曲折强度设计由参照文件2式（10-5）2KT1YFaYSam32FdZ1（1）计算公式内的各计算数值1）由参照文件2中图10-20c查得小齿轮的曲折疲惫强度极限FE3500MPa，大齿轮的曲折疲惫极限FE4380MPa；2）由参照文件2图10-18，查得曲折疲惫寿命系数KFN30.88，KFN40.9；3）计算曲折疲惫许用应力取曲折疲惫许用应力S=1.4，由参照文件2式（10-12）得KFN3FE3F3S0.885001.4MPa314.29M

19、PaKFN4FE4F4S0.93801.4MPa244.29MPa4）计算载荷系数-12-KKAKvKFKF5）查取齿型系数由参照文件2表10-5查得YFa32.72；YFa42.256。6）查取应力校订系数由文件2表10-5查得YSa31.57；YSa41.742。7）计算大，小齿轮的YFaYSa，并加以比较FYFa3YSa3F30.0135314.29YFa4YSa42.2561.742F40.016244.29小齿轮的数值大2.5设计计算321.643103m2221对照计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数m大于由齿跟曲折疲惫强度计算的法面模数，因为齿轮模数m的大小主要取决于曲折疲

20、惫强度的承载能力，而齿面接触疲惫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，可取由曲折强度算得的模数3.14并就近圆整为标准值m4.0mm。Z3d399.47取Z3=25，m24.864则Z4i2Z3325752.6几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3Z3m254100mmd4Z4m754300mm2）计算中心距V=1.13m/sB=93.81-13-d3d4100300，amm200mm223）计算齿轮宽度bdd31100100mm则取B4100mm；B3105mm。6.设计计算轴轴I的设计求轴I的功率PI,转速nI,转矩TIPI7.08Kw,nI970r/min,

21、TI6.969104Nmm求作用在齿轮上的力K=1.55因已知高速级小齿轮的分度圆直径d157.9mmFt12T126.9691042407.25Nd157.9则Fr1Ft1tg2407.25tg20905.97Ncos1cosFaeFt1tg17662.93tg633.15N初步确立轴的最小直径D3=99.47m资料为40Cre钢，调质办理。依据课本表15-3，取Ao100，于是mdminAo3P19.4mm，因为键槽的影响，故dmin1.06dmin20.56mmn联轴器的计算转矩TcaKAT，取KA1.3，则：TcaKAT90600Nmm查机械设计课程设计手册，采纳LT5型弹性柱销联轴器

22、，其公称转矩为1250000Nmm。依据联轴器参数选择d25mm半联轴器长度L62mm-14-轴强度校核：据构造图可作出轴的计算简图以下:(a)FNH1FNH279.516550FrMH2MH1MH(b)Ft(c)FNV1FNV2MvMV(d)M2M1MT1.361104Nmm载荷水平面H垂直面V支反FNH1=145.3NFNV1=613.82N力FFNH2=760.67NFNV2=1793.43NK=1.643弯矩MH1=23974.5NmmMV=99744.15NmmM-15-MH2=42059.6Nmm总弯M1=MH2MV2102828Nmm矩1M2=MH2MV22108249.27Nm

23、m扭矩T6.969104NmmT计算MCa1M22(0.6T)2116044.45Nmm弯矩.按弯扭合成应力校核轴的强度由以上剖析可知C点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得MCa116044.45Ca5.97MPaw19410.45依据所选定的资料,由表15-1查得170MPa,所以Ca1,故安全.校核轴承寿命Fr1FNH21FNV21630.78NFr2FNH22FNV221948.08N对于7205AC型轴承,按表13-7查得派生轴向力Fd0.68Fr,则有Fd10.68Fr1428.93NFd20.68Fr21324.69N因为Fd2Fae11324.69633.1

24、51957.84Fd1428.93,所以轴承1被压紧Fa1Fd2Fae11324.69633.151957.84,轴承2被放松,Fa2Fd21324.69NM=4mm依据Fa14.56e,Fa2e,查表13-5得X10.41,Y10.87;X21,Y20,轻Fr1Fr2微冲击,取fp1,则有P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1961.94Z3=25P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1948.08-16-计算载荷寿命Z4=75因为P1P2,角接触球轴承3,动载荷C18.5KN,则寿命Lh106(C)106(18.5103)314405.72h600.2天600天所以60nP609401961.94合

25、格轴II的设计求轴II的功率PII,转速nII,转矩TIIPII6.8Kw,nII229.3r/min,TII28.3104NM求作用在齿轮上的力已知2、3齿轮的分度圆直径分别为：d2246.1mm,d3100mmFt2Ft3则Fr2Fr3Fae2Ft12T2228.3104a=200mmd31005660NFr1905.97NFt3tan2060NF1633.15N圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的方向如图四所示初步确立轴的最小直径、中间轴输入的功率P2、转速n2和转矩T2N2=229.3r/minP2=6.8kwT2=283.2N?m按齿轮的设计，轴的资料与齿轮同样，采纳40Cr，查机械

26、设计表15-3取Ao=100dminAo3P130.95mmn1查机械设计手册选最小直径d=40mm。-17-.求轴上载荷依据构造图,可作出轴的计算简图以下:a）FNV2FNV159.5Ft3Ft2MVMV2MV1(b)FNH1Fr2Fa2Ma2Fr1FNH2MH3MHMH2(c)MH1M1M2M(d)-18-T载荷水平面H垂直面V支反FNH1=1451NFNV1=4323.4N力FFNH2=296.97NFNV2=3743.85N弯矩MH1=115354.8NmmMV1=343710.3NmmMMH2=60024NmmMV2=222748NmmMH3=17669.17mm总弯M1=MH2MV

27、21362551.38Nmm矩1M2=MH22MV2264189.97NmmM3MH23MV2228804Nmm扭矩T28.3104NmmT.按弯扭合成应力校核轴的强度由以上剖析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得MC1362551.3820.628.3104251.88MPaCa7606.76w依据所选定的资料,由表15-1查得160MPa,所以Ca1,故安全.校核轴承寿命a)Fr1FNH21FNV214560.4NFF2F2Nr2NH2NV23755.6对7206AC轴承,按表13-7查得派生轴向力Fd0.68Fr,则有Fd10.68Fr13101.1NFd20

28、.68Fr22553.8N-19-b)Fd2Fae3186.95Fd21被压紧,Fa1FaeFd23186.95;2被放松,Fa2Fd22553.8Nc)根Fa10.6969e,Fa20.68e,查表13-5得据Fr2Fr1X10.41,Y10.87;X21,Y20,稍微冲击,取fp1.2,则有P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.20.873185.95)5341.44P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(13755.60)4506.72计算载荷寿命因为P1P2,角接触球轴承3,动载荷C35.2KN,则寿命Lh106(C)106(35200)320801.6h866.7天600天60nP60

29、229.35341.44所以合格的设计求作用在齿轮上的力Ft4Ft35660NFr4Fr32060N初步确立轴的最小轴径（1）按齿轮的设计，轴的资料与齿轮同样，采纳45调质钢，查机械设计表15-3取A0=110P348.43mmdminAo3n3查机械设计手册选最小直径d=48mm。联轴器的计算转矩TcaKAT，取KA1.3，则：TcaKAT1081.73Nm查机械设计课程设计手册，采纳LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1600Nm。依据联轴器参数选择d48mm半联轴器长度L112mm。.求轴上的载荷-20-依据构造图可做出轴的计算简图以下Fr479.5150FNH1FNH2MH1MH(b)

30、Ft4FNV1FNV2MV1MVM-21-MT载荷水平面H垂直面V支反FNH1=1346.4NFNV1=3699.35N力FFNH2=713.6NFNV2=1960.65N弯矩MH1=107038.8NmmMV1=294098.3Nmm,M总弯M1=MH21MV21312970.68Nmm矩扭矩T815930NmmT计算MCa1M12(0.6T)2581048.78Nmm弯矩.按弯矩合成应力校核轴的强度由以上剖析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-3及上表中的数值可得MCa1581048.7831.85MPaCa0.1603w依据所选定的资料,由表15-1查得160MPa,所以Ca1,

31、故安全.-22-.校核轴承寿命FF2F2Nr1NH1NV13936.75Fr2FNH22FNV222086.47NP=3936.75计算载荷寿命因为P1P2,角接触球轴承3,动载荷C30.2KN,则寿命Lh106(C)106(30200)398444.67h4101天600天所60nP16076.433936.75以合格转动轴承的选择7.1输入轴轴承的选择作为高速级轴承，应入选择球轴承，在前述中已经选择了种类为角接触球轴承，此刻进一步选择详细的型号。输入轴作高速级，且采纳斜齿轮传动，采纳轴承为角接触球轴承，轴承的内径应进行两次放大，第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应知足h(0.070.

32、1)d，取h12.5mm；第二次放大时为了装拆方便，取20或许5的倍h2.5mm，同时轴承为标准件，内径应为数，故轴承内径为d=25+2*2.5+2*2.5=35mm，这里轴承一般为轻系列或许中系列的，综上所述，查取角接触球轴承表（GB/T2921994），选择高速轴轴承型号为7007C。7.2中间轴轴承的选择中间轴是闷在闷盖里面的，故不需要经过放大，应为轴端直径为d240mm，前面所选择的种类也是角接触球轴承，从角接触球轴承表（GB/T2921994）中选用型号也为7208C。-23-7.3输出轴轴承的选择因为输出轴上安装的是直齿圆柱齿轮，没有轴向力的作用，轴承种类已选定为深沟球轴承。轴承的

33、内径也同输入轴轴承同样，也需进行两次放大。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应知足h(0.070.1)d，应为输出轴轴径较大为d3，所以取；第二次放大时为了装拆方便，取，=48h1=1h2=2.5同时轴承为标准件，内径应为0或许5的倍数，故轴承内径为d=48+1*2+2.5*2=55mm，综上所述，查取深沟球轴承表（GB/T2761994），选择输出轴轴承型号为6011。8、润滑方式、润滑剂牌号、密封装置以及轴承端盖的选择8.1轴承润滑方式转动轴承润滑方式的选择参照机械设计教材第332页内容。对于高速轴角接触球轴承，d1n1359703.410416104，采纳脂润滑；对于中间轴角接触球

34、轴承其d2n240229.3917216104，亦选择脂润滑方式。对于深沟球轴承，其d3n355104，亦采纳脂润滑方式。8.2确立齿轮润滑方式对于齿轮润滑方式参照机械设计教材第233页到235页内容。输出轴上齿轮为直齿圆柱齿轮，此中模数m4，齿数Z475，故齿顶圆直径da4d42ha*m300214308mm，因为n376.43r/min，所以齿轮的齿顶圆周速度为-24-Vda4n3103/601.232m/s12m/s故齿轮应采纳浸油润滑。8.3轴承端盖的选择及有关尺寸我们这里选择轴承端盖构造为凸缘式构造，轴承端盖的有关尺寸参照机械设计课程设计手册第166页内容。高速轴承端盖尺寸因为高速轴

35、采纳轴承为7007C，轴承外径D=62mm，故轴承端盖螺钉直径为、螺钉数量为4个。有关尺寸见下表，高速轴轴承端盖有关尺寸d0d0d317mmD0D0D2.5d3622.5677mmD2D2D02.5d3772.5692mmee1.2d37.2mm，e1e取e112mmD4D4D(1015)621052mmD5D5D03d3773659mmD6D6D(24)62260mm低速轴承端盖尺寸低速轴轴承采纳的是深沟球轴承，型号为6011，轴承外径D90mm，选用螺钉直径为d38mm，螺钉数量为6。有关尺寸见下表，d0d0d319mmD0D0D2.5d3902.58110mm-25-D2D2D02.5d

36、31102.58130mmee1.2d39.6mm，e1e取e114mmD4D4D(1015)901080mmD5D5D03d31103886mmD6D6D(24)90288mm9、箱体的有关尺寸减速器箱体主要构造尺寸参照机械设计课程设计手册第158也有关内容。此中带有a的表示在多级传动中，a取低速级中心距，本设计中a200mm。有关尺寸见下表，铸铁减速器箱体主要构造尺寸表名称符号选择结果箱座壁厚0.025a38mm箱盖壁厚110.02a37mm，取18mm箱盖凸缘厚度b1b11.5112mm箱座凸缘厚度bb1.512mm箱座底凸缘厚度b2b22.520mm地角螺钉直径dfdf，取df20mm

37、地角螺钉数量NN=6轴承旁连结螺栓直径1d10.75df15mm，取d116mmd盖与座连结螺栓直径d2d2(0.50.6)df0.52010mm连结螺栓d2的间距l150轴承端盖螺栓直径d3d3(0.40.5)df8mm视孔盖螺栓直径d4d4(0.30.4)df0.3206mm定位销直径dd(0.70.8)d28mm，-26-df、d1、d2至外箱壁距离C1df、d1、d2至凸缘边沿距离C2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1锻造过渡尺寸x、y大齿轮顶圆与内箱壁距离1齿轮端面与内箱壁距离2箱盖、箱座肋厚1、mm轴承旁连结螺栓距离S两级齿轮端面间距C大齿轮顶圆与箱座底部距离b

38、0轴承端面与内箱壁距离3各个轴上键的选择分别为26mm、22mm、16mm分别为24mm、20mm、14mm为20mm24mml1C1C2(510)2220547mm参照机械设计课程设计手册表13811.2，取116mm，取210mm分别取箱盖m18mm，箱座m8mm尽量凑近，以Md1和Md2互不干预为准取C=8mm取b0=32mm要求3812mm，取38mm键的选择包含种类选择和尺寸选择两个方面。键的种类应依据键连结的构造特色、使用要乞降工作条件来选择；键的尺寸则按切合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b键高h表示）与长度L。键的截面尺寸bh按轴的直径d由标准中选

39、定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。从国家标准键连结中（GB/T10952003和GB/T10962003）查取有关的资料，并且和前面的联轴器中键连结中键的选择相适应，所以选择键的结果以下：-27-减速器中高速轴与联轴器连结处选择键为：GB/T1096键C8770；中间轴安装斜齿轮处选择键为：GB/T1096键14950；中间轴安装直齿轮处选择键为：GB/T1096键14990；输出轴安装直齿轮处选择键为：GB/T1096键201290；输出轴与联轴器连结处选择键为：GB/T1096键C1610100；箱体构造的设计减速器的箱体采纳锻造（HT200）制成，采纳剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采纳H7配合.is6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采纳侵油润油，同时为了防止油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连结处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表