展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

.34/34机械设计课程设计题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院专业__机械11-1学生__刘毅学号：20112001021指导朱茵2013年1月20日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设计题目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>工作条件单班制工作,空载启动,单向、连续运转,工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±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。2.设计任务1>选择电动机型号；2>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。3.具体作业1>减速器装配图一张；2>零件工作图二张〔大齿轮,输出轴；3>设计说明书一份。4.数据表运输机工作轴转矩T/<N·m>800850900950800850900800850900运输带工作速度v/<m/s>1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径D/mm360370380390400410360370380390工作条件：<1>单班制工作,空载启动,单向、连续运转,工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。<2>使用期限工作期限为十年,检修期间隔为三年。<3>生产批量及加工条件<4>小批量生产。原始数据：运输机工作轴转矩T〔N.m800运输带工作速度V〔m/s1.4卷筒直径〔mm400二.设计要求<1>选择电动机型号；<2>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/<πd*9550>=800*60*1000*1.4/<3.14*400*9550>=5.6kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000v/πd=66.9r/min效率范围:η1：带传动：V带0.95η2：圆柱齿轮0.997级η3：滚动轴承0.98η4：联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99ηw滚筒：0.99η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.839Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw又因为额定转速Ped≥Pd=6.67Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=2~4圆柱齿轮：i2=3~5圆锥齿轮：i3=2~3i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40N=Nw×i=〔18~40×57.83=1041~2313.2r/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；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=〔1.1~1.2i2,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=1440r/minnⅠ=nm/i0=480minnⅡ=nⅠ/i1=174.55r/minnⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min2各轴输入功率〔kWP0=Pd=6.67kWPⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34kWPⅡ=PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kWPⅢ=PⅡ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85kWPⅣ=PⅢ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68kWη1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99,η3=η滚=0.98,η4=η联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率,即：Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW3各轴输入扭矩〔N.mT0=9550×Pd/nm=44.24N.mTⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14N.mTⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=329.91N.mTⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=800.16N.mTⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91N.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Ⅲ69.825.85800.16滚筒轴57.835.62848.04\0.995.设计V带和带轮电动机功率P=6.67KW,转速n=1440r/min传动比i0=3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V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=160mm验算带速v,按式〔8-13验算带的速度V=π×n1Dd1/<60*1000>=3.14*160*1440/<60*1000>=12.06m/s又5m/s<V<25m/s故带速合适3．计算大带轮的基准直径。根据式〔8-15a,计算大带轮的基准直径dd2dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd14.确定V带的中心距a和基准长度Ld1>0.7〔dd2+dd1a02〔dd2+dd1460mma01320mm取a0=500mm2>由式〔8-22计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+π/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=2000mm,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517~560mm5．验算小带轮上的包角α1α1=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,P0=2.73KW查表8-4b得,△P0=0.17KW查表8-5得,Ka=1.03查表8-2得,KL=0.961于是Pr=〔P0+△P0*Kα*KL=〔2.73+0.17*0.91*1.03=2.69KW2>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PⅠ=6,34KW,小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04,工作寿命10年〔每年工作300天,一班制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β=15°按齿面接触强度设计由计算公式〔10-21进行计算,即d1t≥确定公式内的各计算数值：试选Kt=1.6由图10-30,选取区域系数ZH=2.425由图10-26,查的εa1=0.765εa2=0.87εa=εa1+εa2=1.65〔4计算小齿轮传递的转矩T1=126000N.mm<5>由表10-7选取齿宽系数φd=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бHlim1=570Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa〔8计算应力循环次数N1=60njLh=60×480×1×〔1×10×300×8=6.912×108N2=N1／u=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,由式〔10-12,得[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.92=322Mpa[бH]=〔[бH]1+[бH]2／2=〔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=πd1tn1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s〔3计算齿宽b及模数mntB=φdd1t=1×69.10=69.10mmmnt=d1tcosβ／Z1=〔69.10×cos15°／24=2.78mmh=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05〔4计算纵向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=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KHβ=1.420；由图10-13,查得KFβ=1.35;由表10-3,查得KHα=KFα=1.2K=KAKvKHαKHβ=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=d1cosβ/Z1=2.78mm3.按齿面接触强度设计由式10-17,得mn确定计算参数计算载荷系数K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75〔2根据纵向重合度=2.045,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875〔3计算当量齿数Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.63Zv2=Z2／cos3β=73／cos315°=75.26〔4查表10-5取齿形系数,应力校正系数YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83<5>由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;〔6由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=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[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29Mpa[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa〔9计算YFaYsa1／[бF]并加以比较YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601大齿轮的数值大设计计算mn=2.35mm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=69.1mm来计算应有的齿数,于是由Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70取Z1=27Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82此时u=Z2/Z1=82／27=3.04在误差范围内4.几何尺寸计算计算中心距a=<Z1+Z2>mn／2cosβ=<27+82>×2.5／2／cos15°=141.06mm圆整为141mm2>按圆整后的中心距修正螺旋角ββ=arccos<Z1+Z2>mn／2a=arccos[<27+82>×2.5／2／141]=14.913>d1=Z1mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85mmd2=Z2mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm4>计算齿轮宽度b=φdd1=1×69.85=69.85mm圆整后取B2=70mm,B1=75mm〔二低速级齿轮传动的设计计算输入功率PⅡ=6.03KW,小齿轮转速nⅡ=174.55r/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,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β=15°按齿面接触强度设计由计算公式〔10-21进行计算,即d1t≥确定公式内的各计算数值：试选Kt=1.6由图10-30,选取区域系数ZH=2.425由图10-26,查的εa1=0.79εa2=0.86εa=εa1+εa2=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φd=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бHlim1=600Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa〔8计算应力循环次数N1=60njLh=60×174.55×1×〔1×10×300×8=0.25×109N2=N1／u=0.11×108<9>由图10-19,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[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.98=343Mpa[бH]=〔[бH]1+[бH]2／2=〔570+343／2=456.5Mpa2计算〔1试算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得d1t≥=97.61mm〔2计算圆周速度V=πd1tn1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s〔3计算齿宽b及模数mntB=φdd1t=1×97.61=97.61mmmnt=d1tcosβ／Z1=〔97.61×cos15°／24=3.93mmh=2.25mnt=8.84mmb／h=11.04〔4计算纵向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=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KHβ=1.429；由图10-13,查得KFβ=1.425;由表10-3,查得KHα=KFα=1.2K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=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=d1cosβ/Z1=3.93mm3.按齿面接触强度设计由式10-17,得mn确定计算参数计算载荷系数K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784〔2根据纵向重合度=2.556,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875〔3计算当量齿数Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.67Zv2=Z2／cos3β=56／cos315°=62.22〔4查表10-5取齿形系数,应力校正系数YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73<5>由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;〔6由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=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[бF]1=KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3Mpa[бF]2=KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57Mpa〔9计算YFaYsa1／[бF]并加以比较YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58／339.3=0.01234YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038大齿轮的数值大设计计算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=d1cosβ／mn=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.几何尺寸计算计算中心距a=<Z1+Z2>mn／2cosβ=<95+40>×2.5／2／cos15°=174.87mm圆整为175mm2>按圆整后的中心距修正螺旋角ββ=arccos<Z1+Z2>mn／2a=arccos[<40+95>×2.5／2／175]=15.36°3>d1=Z1mn／cosβ=40×2.5／cos15.36o=103.7mmd2=Z2mn／cosβ=95×2.5／cos15.36o=246.29mm4>计算齿轮宽度b=φdd1=1×103.7=103.7mm圆整后取B2=100mm,B1=105mm7.轴的设计计算高速轴：1求输出轴上的功率P=6.34kw,转速n=480r/min,转矩T=126.14N.m2>作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mmFt=3485.01N1315.46Fa=Ft*tanβ=1268.44N3>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15—3,取=25.96mm又轴上有单个键槽,轴径增加百分之5,取d=35mm,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30mm；〔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>=395mm；〔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=174.55r/min,转矩T=329.91N.m2>作用在齿轮上的力中速级小齿轮：分度圆直径为101.29mmFt=6514.1NFr=2458.79Fa=Fttanβ=1789.25N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=3504.0NFr=1322.9NFa=Ft*tanβ=965.82N3>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15—3,取A0=110=35.81mm又轴上有1个键槽,轴径增加百分之五,取d=50mm4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=262mm〔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60mm；〔5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=69.82r/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=6498.0NFr=2452.89Fa=Fttanβ=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15—3,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,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=FNH1+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=1835.3NFNV2=653.6N弯矩MH=156.74N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m总弯矩M1=183.07N.mM2=131.36N.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7213AC的α=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=7200h1>轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd内部轴向力:Fd1=0.68Fr1=2152.58NFd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为Fae+Fd2>Fd1所以被"压紧"的轴承1Fa1=Fae+Fd2=2672.44N被"放松"的轴承2Fa2=Fd2=787.44N2>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=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>>L′h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=35mm,查机械课程设计手册,选用A型,b×h=10×8,L=32mm2．中间轴齿轮的键联接根据d=54mm,查机械课程设计手册,选用A型,b×h=16×10,L=50mm3．低速轴齿轮的键联接〔1选择类型及尺寸根据d=67mm,查机械课程设计手册,选用A型,b×h=20×12,L=70mm〔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=50mmk=0.5h=6mm<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[σp]=110MPaTⅢσp=[σp]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=18×11L=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=L–b/2=61mmk=0.5*h=6mm<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[σp]=110MPaT=884.08N.mσp=[σp]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δδ=10mm箱盖壁厚δ1δ1=10mm箱体凸缘厚度b,b1,b2箱座b=1.5*δ=15mm箱盖b1=1.5*δ=15mm箱底座b2=2.5*δ=25mm肋厚m,m1箱座m=0.85*δ=8mm箱盖m=0.85*δ=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=18mm取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2<0.5～0.6>*df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3=〔0.4～0.5*df取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=<0.3～0.4>*df取M10定位销直径dd=〔0.7～0.8*d2=10mmdf、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轴承旁凸台高度半径R1R1=C2=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+<5～10>=66mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离△1≥1.2δ取18mm齿轮端面至箱体内壁的距离△2>δ取15mm轴承端盖外径+〔5~5.5*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M22c>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M22d>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。取位销直径d≈8mmf>起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。