带式输送机传动装置的设计

目录设计任务书········································································1传动方案分析·····································································2电机的选择········································································2传动比分配········································································3运动及动力参数计算····························································4带传动的设计·····································································5齿轮转动的设计··································································6轴的结构设计及计算···························································18滚动轴承的选择及寿命························································40键的选择及强度计算························································44箱体的结构设计······························································45密封件，润滑剂及润滑方式的选择·····································49设计小结·······································································49参考文献·······································································50设计任务书1.1设计题目：带式输送机传动装置的设计。1.2条件机器功用由输送带传送机器的零、部件；工作情况单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°运动要求输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；使用寿命8年，每年350天，每天16小时；动力来源电力拖动，三相交流，电压380/220V；检修周期半年小修，二年中修，四年大修；生产规模中型机械厂，小批量生产。1.3主要技术数据输送带工作拉力F=3.6kN；1.4设计工作及内容：传动方案确实定；电机选型；传动装置的运动和动力参数计算；带传动设计；减速器设计(齿轮、轴的设计计算、轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；联轴器选型设计；绘制减速器装配图和零件工作图；编写设计说明书；设计辩论。1.5传动装置总体设计1.5.1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，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.5.3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。图1-1传动装置总体设计图1.6设计任务：应完成：①减速器装配图一张；②齿轮、轴的零件图2张；③设计计算说明书一份。传动方案分析:输送带工作速度为0.55m/s，滚筒直径为380mm,输送带工作拉力为3.6kN。连续单向运转，工作时载荷较平稳有轻微振动，使用寿命为8年。该传送机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格廉价，标准化程度高，大幅度降低了本钱。减速器局部用两级圆柱齿轮减速器。电机的选择3.1传动装置的总效率η=η1η为V带的效率,为四对滚动轴承的效率，为每对齿轮啮合的效率，为联轴器的效率，η5为滚筒传动效率。3.2卷筒的转速.工作机主动轴所需功率电动机的输出功率3.3由表可选取电动机功率3.4电动机常选用Y系列三向异步电动机，根据所需功率在设计手册中选择Y112M-4型。Y112M-4型电动机数据如下表3-1所示：表3-1Y112M-4型电动机数据额定功率4kw满载转速1440r/min同步转速1500r/min电动机伸出端直径D28mm电动机伸出端安装长度E60mm机座中心高H112mm传动比分配4.1总传动比==4.2各级传动比分配：为了使传动系统结构较为紧凑，据机设p4表2-1所述，取V型带传动比=3.5，那么得减速器的传动比i：高速齿轮啮合的传动比为低速齿轮啮合的传动比为由=〔1.3—1.4〕，那么取=4.3=3.4本章结论：=3.5、=4.3、=3.4。运动及动力参数计算5.1各轴的转速计算5.2各轴输入功率的计算按电动机的额定功率=4kw计算各轴输入功率:I轴的输入功率:Ⅱ轴的输入功率：Ⅲ轴的输入功率：5.3各轴的输入转矩计算I轴的转矩Ⅱ轴的转矩Ⅲ轴的转矩各轴功率、转速、转矩列于表5-1：表5-1功率、转速、转矩表轴名功率〔Kw〕转速〔r/min〕转矩〔N·m〕I3.8041288.08Ⅱ3.7296370.06Ⅲ3.65291192.10带传动的设计外传动带选为普通V带传动6.1确定计算功率工作情况系数KA：据机械设计表8-7查得KA=1.2计算功率：6.2选择V带的带型由、由图8-11选取V带型号为：A型V带6.3确定带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径。由机械设计表8-6和8-8，取小带轮的基准直径=90mm。验算带速。按式〔8-13〕验算带的速度带速在5-25m/s范围内，适宜。计算大带轮的直径。根据式〔8-15〕，计算大带轮的基准直径由表8-8知是A型带的基准直径系列6.4确定v带中心距和基准长度据式〔8-20〕初定中心距取，符合由式〔8-22〕得带长查表8-2，对A型带选用。由式〔8-23〕计算实际中心距。6.5验算小带轮包角适宜6.6计算V带根数z计算单根V带的额定功率由=90mm和，查表8-4a得。据，和A型带，查表8-4b得查表8-5得，表8-2得，那么有：计算V带的根数Z取3根6.7求作用在带轮轴上的压力查表8-3得q=0.1kg/m，故由式8-27得单根V带的初拉力：作用在轴上的压力1178.76N6.8带轮结构设计带轮宽度:查表8-10得e=15mm,fmin=9mm,取B=50mm查表得小带轮的轮毂长度50mm,大带轮轮毂长度为60mm齿轮转动的设计7.1高速齿轮。选择齿轮材料和热处理方式考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用8级精度，有方案图知齿轮为直齿圆柱齿轮。大小齿轮都选用钢调质处理，齿面硬度为40-50HRC。齿面硬度240HBC。选择齿数、选齿宽系数。由机械设计表10-7取。由图10-21〔d〕取接触疲劳极限。选取载荷系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数。计算应力循环系数。由图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率、平安系数那么：7.1.3计算小齿轮分度圆直径由设计计算公式〔10-9a〕进行试算，即计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比取小齿轮齿数为24,那么：模数齿高计算载荷系数K。根据，、8级精度。两支承相对于小齿轮非对称布置时由图10-8查得，；直齿轮，；由表10-2查得使用系数，；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时。由，查表10-13得；故载荷系数校核所得分度圆直径由式10-10a得计算模数。按齿根弯曲强度计算由式10-5得弯曲强度的计算公式为：确定公式内各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳系数计算弯曲疲劳许用应力取平安疲劳系数，由式10-12得计算载荷系数K。查取齿数系数及应力校正系数，由表10-5查得：、、、。计算大小齿轮的并加以比拟。小齿轮的数值大。设计计算比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲程度所决定的承载能力，而吃面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数，就近圆整为标准值。按接触疲劳强度算得的分度圆直径那么算出小齿轮的齿数。大齿轮的齿数，这样设计出的齿轮传动既满足了吃面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，防止浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径：计算中心距：计算齿轮宽度：取，。验算齿面接触强度取，。实际传动比平安。齿轮传动的作用力及计算载荷〔〕。由式10-3有圆周力径向力轴向力7.2低速齿轮。选择齿轮材料和热处理方式考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用8级精度，有方案图知齿轮为直齿圆柱齿轮。大小齿轮都选用钢调质处理，齿面硬度为40-50HRC。齿面硬度240HBC。选择齿数、选齿宽系数。由机械设计表10-7取。由图10-21〔d〕取接触疲劳极限。选取载荷系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数。计算应力循环系数。由图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率、平安系数那么：7.2.3计算小齿轮分度圆直径由设计计算公式〔10-9a〕进行试算，即计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比取小齿轮齿数为24,那么：模数齿高计算载荷系数K。根据，、8级精度。两支承相对于小齿轮非对称布置时由图10-8查得，；直齿轮，；由表10-2查得使用系数，；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时。由，查表10-13得；故载荷系数校核所得分度圆直径由式10-10a得计算模数。按齿根弯曲强度计算有式10-5得弯曲强度的计算公式为：确定公式内各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳系数计算弯曲疲劳许用应力取平安疲劳系数，由式10-12得计算载荷系数K。查取齿数系数及应力校正系数，由表10-5查得：、、、。计算大小齿轮的并加以比拟。小齿轮的数值大。设计计算比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲程度所决定的承载能力，而吃面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数，就近圆整为标准值。按接触疲劳强度算得的分度圆直径那么算出小齿轮的齿数。大齿轮的齿数，这样设计出的齿轮传动既满足了吃面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，防止浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径：计算中心距：计算齿轮宽度：取，。验算齿面接触强度取，。实际传动比平安。齿轮传动的作用力及计算载荷〔〕。由式10-3有圆周力径向力轴向力(3)上下齿轮的参数列表如下：表7-1齿轮参数名称高速级低速级模数(mm)2.54中心距〔mm〕186.25292齿数282712192分度圆直径〔mm〕70108302.5368齿宽(mm)7511370108材料及热处理钢调质钢调质<三>.齿轮的结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。如图5-1所示，其他有关尺寸参看大齿轮零件图图5-1低速齿结构轴的结构设计中间轴8.1.1中间轴的功率、转速、转矩。据表上述表5-1知：,,8.1.2作用在齿轮上的力据第七章设计计算知：8.1.3初步确定轴的最小直径据机械设计式〔15-2〕初步估算最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理。根据机械设计表15-3取中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径。为使所选与轴承的毂孔直径相适应，故同时选取轴承型号。因轴承同时收油径向力和轴向力作用，应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，据由轴承产品中初步选取30208。其尺寸为。故8.1.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。采用如图8-1所示装配方案。图8-1中间轴装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度取按装低速齿的安装轴段，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂宽为113mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。取轴环处的直径。轴环宽度，且轴环右端定位高速齿的左端。为使两轮保持一定间隙又保证定位要求，取。取安装高速齿轴段的直径。齿轮左端轴肩定位，右端与油轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂宽，那么为使套筒端面可靠地压紧齿轮，齿轮段应略短于轮毂宽度，故取。取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取〔参看图8-1〕。那么：滚动轴承宽，轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表6-1查得平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为。同样，小齿轮与轴的连接选用平键为。轮毂与轴的配合均为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为1.5。8.1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图〔图8-2〕。对于30208型圆锥滚子轴承，由机械设计手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为。图8-2轴的载荷分析图据图计算各平面的支反力及弯矩求轴上的载荷，将计算出的F,M值列于表8-1：表8-1各平面的支反力及弯矩载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T抗弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式〔15-5〕及表8-1中的数值，并取，轴的计算应力又已选定轴的材料为钢，调质处理，由表15-1查得，，故平安。精确校核轴的疲劳强度。1).判断危险截面据受力弯矩图及结构图分析知，只需校核截面左右两侧即可.2).截面左侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩T 截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因，,．经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为查手册得碳钢的特性系数，取，取那么计算平安系数值，得故可知其平安．3).截面=6\*ROMAN右侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M截面=6\*ROMANⅢ上的扭矩T 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为所以截面左侧的平安系数为故可知其平安．至此，中间轴的结构设计及强度校核完毕。高速轴8.2.1中间轴的功率、转速、转矩。据表上述表5-1知：，，8.2.2作用在齿轮上的力据第七章设计计算知：8.2.3初步确定轴的最小直径据机械设计式〔15-2〕初步估算最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理。根据机械设计表15-3取高速轴的最小直径是安装带轮处轴的直径〔图8-3〕取.8.2.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。采用如图8-3所示装配方案。图8-3高速轴轴装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右侧需制出一轴肩。故，。大带轮与轴配合的毂孔长度为50mm，故取段的长度为。初选滚动轴承。为使所选与轴承的毂孔直径相适应，故同时选取轴承型号。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，应选用单列圆锥滚子轴承30207。其尺寸为。那么而。取按装低速齿的安装轴段，右端轴承采用套筒定位，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。取轴环处的直径，。轴环宽度，取。轴承端盖的总宽度为〔有减速器及轴承端盖的结构设计而定〕。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮的轮毂右端面的距离，那么，。取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取〔参看图8-3〕。那么：滚动轴承宽，那么，轴上零件的周向定位带轮、齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表6-1查得平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为。同时为了保证齿轮与轴配合的良好对中性，应选择齿轮轮毂与轴配合为同样，带轮与轴的连接选用平键为。轮毂与轴的配合均为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为1。8.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图〔图8-4〕。对于30207型圆锥滚子轴承，由机械设计手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为。图8-4轴的载荷分析图据图计算各平面的支反力及弯矩求轴上的载荷，将计算出的F,M值列于表8-2：表8-2各平面的支反力及弯矩载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T抗弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式〔15-5〕及表8-2的数值，并取，轴的计算应力又已选定轴的材料为钢，调质处理，由表15-1查得，，故平安。精确校核轴的疲劳强度。1).判断危险截面据受力弯矩图及结构图分析知，只需校核截面左右两侧即可.2).截面左侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩T 截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因，．经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为查手册得碳钢的特性系数，取，取那么计算平安系数值，得故可知其平安．3).截面=6\*ROMAN右侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M截面上的扭矩T 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为所以截面左侧的平安系数为故可知其平安．至此，高速轴的结构设计及强度校核完毕。低速轴8.3.1低速轴的功率、转速、转矩。据表上述表5-1知：，，8.3.2作用在齿轮上的力据第七章设计计算知：8.3.3初步确定轴的最小直径据机械设计式〔15-2〕初步估算最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理。根据机械设计表15-3取高速轴的最小直径显然是联轴器处的直径〔图8-5〕。为了使所选直径.与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，那么：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手选用HL5弹性柱销联轴器。其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取8.3.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。采用如图8-5所示装配方案。图8-5低速轴轴装配方案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轴向定位要求，轴段左侧需制出一轴肩。故，右端采用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，即。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈质压在半联轴器端面上而不压在轴端面上故取段的长度应比略短一些，现取。初选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，应选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据，由轴承产品中选取30214。其尺寸为。那么而。右端轴承采用轴肩进行定位，据设计手册知30214型轴承的定位轴肩高度，因此取。取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。那么轴环处的直径。轴环宽度，取。轴承端盖的总宽度为〔有减速器及轴承端盖的结构设计而定〕。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮的轮毂右端面的距离，那么，。取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取〔参看图8-5〕。那么：滚动轴承宽，，轴上零件的周向定位半联轴器、齿轮的周向定位均采用平键连接，按，由机械设计表6-1查得平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为。同时为了保证齿轮与轴配合的良好对中性，应选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴的连接选用平键为。半联轴器与轴的配合均为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径均为2。8.3.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图〔图8-6〕。对于30214型圆锥滚子轴承，由机械设计手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为。图8-6轴的载荷分析图据图计算各平面的支反力及弯矩求轴上的载荷，将计算出的F,M值列于表8-3：表8-3各平面的支反力及弯矩载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T抗弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式〔15-5〕及表8-2的数值，并取，轴的计算应力又已选定轴的材料为钢，调质处理，由表15-1查得，，故平安。精确校核轴的疲劳强度。1).判断危险截面据受力弯矩图及结构图分析知，只需校核截面左右两侧即可.2).截面右侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩T 截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因，．经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为查手册得碳钢的特性系数，取，取那么计算平安系数值，得故可知其平安．3).截面=6\*ROMAN左侧:抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M截面上的扭矩T 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为所以截面左侧的平安系数为故可知其平安．至此，低速轴的结构设计及强度校核完毕。滚动轴承的选择及校核9.1高速轴上轴承的设计和校核9.1.1确定轴承的类型和参数。采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为3027标准精度等级，单列圆锥滚子轴承：。轴承正装，轴的受力情况分析。求得径向力求得派生轴向力〔查课本表13-5得Y=1.9〕由表13-6，取载荷系数，又因为那么因，取。所以所选轴承可用,至此，高速轴上的轴承校核完毕。9.2中间轴上轴承的设计和校核确定轴承的类型和参数：采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30308E标准精度等级，单列圆锥滚子轴承：。轴承正装，轴的受力情况分析：求得径向力求得派生轴向力〔查课本表13-5得Y=1.9〕由表13-6，取载荷系数，又因为那么：因，取。所以所选轴承可用。至此，中间轴上的轴承校核完毕。9.3低速轴上轴承的设计和校核确定轴承的类型和参数：采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30312E标准精度等级，单列圆锥滚子轴承：。轴承正装，轴的受力情况分析：求得径向力求得派生轴向力〔查课本表13-5得Y=1.7〕由表13-6，取载荷系数，又因为那么：因，取。所以所选轴承可用。至此，轴3上的轴承校核完毕。键的选择及校核10.1高速轴与带轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键,键材料用钢，查表得许用应力,键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度按公式得挤压应力所以键的强度足够。10.2高速轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，查表得许用应力～，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度按公式得挤压应力所以键的强度足够。10.3中间轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。10.4中间轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。10.5低速轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。10.6低速轴与联轴器用键联接的选择和强度校核选用A型平键,查手册选键，键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。箱体的结构设计减速器的箱体采用铸造〔HT200〕制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用配合.11.1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11.2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，故采用侵油润油，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，联接外表应精加工，其外表粗糙度为11.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.11.4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，机体上开窥视孔处应设计凸台，以便于机械加工出支承盖板的外表，并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，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设置凸台，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察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器，以便到达体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如表11-1：表11-1减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度