二级圆柱齿轮减速器计算说明

1设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器系 别 机械工程系 班级机制专112学生姓名 何磊 学号指导教师 张成郭维城 职称教授讲师起止日期：2023年6月17日起——至2023年6月28日止名目\l“_TOC_250015“《机械设计》课程设计任务书 3\l“_TOC_250014“1、传动装置的总体设计 5\l“_TOC_250013“2、传动装置的总传动比及安排 6\l“_TOC_250012“3、计算传动装置的运动和动力参数 6\l“_TOC_250011“4、带传动设计 8\l“_TOC_250010“5、齿轮的设计 10\l“_TOC_250009“6、轴的设计计算及校核 18\l“_TOC_250008“7、轴承的寿命计算 24\l“_TOC_250007“8、键连接的校核 24\l“_TOC_250006“10、联轴器的选择 25\l“_TOC_250005“12、润滑及密封类型选择 26\l“_TOC_250004“13、减速器附件设计 26\l“_TOC_250003“14、主要尺寸及数据 27\l“_TOC_250002“15、设计完成后的各参数 28\l“_TOC_250001“16、参考文献 29\l“_TOC_250000“17、心得体会 30《机械设计》课程设计任务书专业：机械制造及自动化班级：机制专112 姓名：何磊 一、设计题目设计用于带式运输机的开放式二级直齿圆柱齿轮减速器二、原始数据(E6)运输机工作轴转矩T=1800Nm运输带工作速度 v=1.35m/s卷筒直径 D=260mm三、工作条件连续单向运转，工作时有稍微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一张〔A0图或CAD〕2、零件图两张〔A2图或CAD〕五、设计时间20236172023628六、要求3101、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次清楚。七、设计说明书主要内容1、内容名目〔标题及页次〕；设计任务书；前言〔题目分析，传动方案的拟定等〕；电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；传动零件的设计计算〔确定带传动及齿轮传动的主要参数〕；轴的设计计算及校核；箱体设计及说明键联接的选择和计算；滚动轴承的选择和计算；联轴器的选择；润滑和密封的选择；减速器附件的选择及说明；设计小结；参考资料〔资料的编号[]及书名、作者、出版单位、出版年月〕；2、要求和留意事项必需用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写干净。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8〔30页〕，要装订成册。1、传动装置的总体设计设计内容计算及说明结设计内容计算及说明结果1、选择电动按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其构造为全封闭自扇冷式构造，电压为380VY机的类型相异步电动机Tn工作机有效功率Pw9550,依据任务书所给数据T=1800Nm，V=1.35ms,Pw=2.43kW工作机卷筒的n=(601000v)/3.14D=99.22r/min则有：Pw=〔Tn〕/9550=180099.22/9550=2.43kw.从电动机到工作机输送带之间的总效率为n=99.22r/min=42123452、选择电动式中1，2， 3，4，5分别为V机的容量滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知1=0.961=0.96，2=0.99，2=0.993=0.97，3=0.974=0.99则有：=0.825所以电动机所需的工作功率为：5=0.96η=0.825Pw2.43Pd==0.8417=2.945KWPd=3KWPd=2.945KW设计内容计算及说明结果n设计内容计算及说明结果n1、总传动比I=nmw288099.2229.03i anm=29.03nwIai带 齿带传动比的合理范围为i2~4。Vi01=3，则ia9.68I齿i01i 3.622、安排传动比12安排减速器传动比，参考机械设计指导书图12i232.67高速级传动比i123.62低速级传动比i232.67按推举的两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传动比I带=2~4，则系统的传动比范围应为：I=I齿i带=〔8~40〕〔2~4〕=16~160所以电动机转速的可选范围为nd=Inw=〔16~160〕99.22r/min3000r/min查询机械设计手册〔软件版〕【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列〔IP44〕三相异步电动机技术条件】-【电1、确定电动 动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为电动机型号为Y100L-2机的转速Y100L-22880r/min,额定功率为3KW。3、计算传动装置的运动和动力参数0 00 01n1数1n

n=n=2880r/min

n=2880r/min电动机轴

n1＝

/i01＝2880/3＝960r/min

n=960r/min高速轴中间轴低速轴

i＝n/2n 1 12＝960/3.62＝265.19i＝n/2nin3＝2 23＝265.19/2.67=99.32nin

n=265.19r/min23n=99.32r/min234n=99.32r/min4n4=n=99.32r/min1P＝pd×1＝2.95×0.96＝2.83kW P1

=2.83kW2、各轴输入功率

1P＝P2 P＝P3 2

××2 ××2

＝2.83×0.99×0.97=2.72kW＝2.72×0.99×0.97=2.61kW

P=2.72kW2P=2.61kW3P＝P× ×4 3 2

P=2.61×0.99×0.99=2.56kW 44

=2.56kWP＇＝P×0.99=2.80kW1 1

P＇=2.80kW13、各轴的输出功率

P＇＝P2 P＇＝P3 3

×0.99=2.69kW×0.99=2.58kW

P＇=2.69kW2P＇=2.58kW3P＇＝P4 4

×0.98=2.53kW P4

＇=2.53kWT 9550p0 n

2.95955028809.78

T9.78N.m00P 2.83

T28.15N.m3、各轴的输入转矩

T 9550 11 n12T 9550P22 n23T 9550P33 n34T 9550P44 n4

955096028.15Nm2.729550265.1997.95Nm2.61955099.32250.96Nm2.56955099.32245.97Nm

1T97.95N.m2T250.96N.m3T245.97N.m4输出转矩：TT1＝T×0.99=28.15×0.99=27.87Nm11T1=27.87Nm1T1＝T×0.99=97.95×0.99=96.97Nm22T1＝96.97Nm2T1＝T×0.99=250.96×0.99=248.45Nm33T1=248.45Nm344×0.99=245.97×0.99=243.51NmT1=243.51Nm4PPKWTNmm轴名输入输出输入输出r/min传动比效率电动机轴2.959.78288030.9612.832.8028.1527.879603.20.9622.722.6997.9596.97265.192.670.9632.612.58250.96248.4599.3210.98卷筒轴2.562.53245.97243.5199.32设计内容计算及说明结果设计内容计算及说明结果1确定计算功率13-8查得工作状况系数KA=1.1。故有：Pca=KAP1.22.833.40KWPca=3.40Pca2选择V带带型Pcan13-15选用ZZ1.初选小带轮的基准直径dd113-9dd1=71mm3确定带轮的基准dd1=71mm。v=10.7msdd1并验算带速验算带速v，有：vdnd 21260100003.14712880d2d1601000=10.7ms10.7m/s5m/s~30m/s2.计算大带轮基准直径dd2nd d2 n2

1

2880960

71(10.02)208.74mm取dd2=212mm的传动比i带=

21271

=2.98(1)据式1.5( )初定中心距a=430mma0 d1 d2 0(2)计算带所需的基准长度确定V

L 2a(dd0 0 2

d d2

(d d )2d1 d24a0

a0=430mm带的中心

2320

3.14(71212)

(21271)2

L =1316mma准长度Ld

=1316mm

2 4430

d0a=472mm13-2选带的基准长度Ld=1400mm〔3〕计算实际中心距Laa 0

Ld0430(14001316)/2=472mm2验算小带轮上的包角

(dd2

d d1

57.3a

163120

=163〔1〕计算单根V带的额定功率Pr由d 71mm和n 2880r/min查表13-3得d1 0计算带 P0=0.50KW的根数zn0=2880rmin，i=3.0Z13-2P0=0.04KW13-7K=0.95，KL=1.14，于是：

Z=6PrPr=(P0+P0)KLK=0.58482KW〔2〕计算V带根数zZpcaPr3.400.584825.81613-1Z型带的单位长质量q=0.06kgm。所以7计算单V初拉力最小值(F)(2.5K )P0min500K zvcaqv2500(2.50.95)3.400.0610.72(F)0min=50N〔F0〕0.95610.7min=50N应使实际拉力F0大于〔F0〕min压轴力的最小值为：8计算压〔Fp〕min=2z〔F0〕Fp〔Fp〕min=593Nminsin2=2650sin168°/2 =593N1、高速级齿轮设计设计内容 计算及说明1〕按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

结 果直齿圆柱齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；〔GB10095—88〕材料的选择。45〔调质〕241~286HBS，大齿轮的材料为ZG310-570〔正火〕163~197HBS。

45ZG310-570小齿轮调质处理大齿轮正火处选小齿轮齿数为Z1

=32，大齿轮齿数Z

2可由 理i1121

Z得 Z

=116； 8z1=32z2=11622、按齿面接按公式：触强度设计2

tE12KT u1 Z ZtE1d1t 3

d

(

H)2]H确定公式中各数值试选Kt=1.5。选取齿宽系数d=0.8。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=2.82104Nmm。1ZE=188MP2

T=28.2N.m15〕11-1，取S 1.1,SH

1.25

[H]

=664MPa1[H]1=

SH

730=1.1

=664MPH]2=

Hlim1SH

=255MP [

]=255MPH 2(2)计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入[较小的值

aH]中1〕计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：21.52.82104 4.63 1882.5d1t3=77.1mm

0.8

3.63

255

d1t=77.1mm2)计算圆周速度。v=v

dn1t

=4.0m/s601000 1000计算齿宽b

4.97m/sb= d =0.877.1=61.7mmd 1t计算模数与齿高模数m

d

77.12.4mmt z 3214-1m=2.5齿高h2.25mt2.252.45.4mmb

m 2.5t5)计算齿宽与齿高之比hb61.7

11.43

h=5.4mm3、按齿根弯

h 5.4曲强度设计 〔3〕.按齿根弯曲疲乏强度设计Sa按公式：Sa2KT2m 1

YFaYn 3d

Z2 [ ]1 F〔1〕确定计算参数1〕计算载荷系数查取齿形系数查得YFa1=2.56，YFa2=2.16查取应力校正系数查得YSa1=1.63，YSa2=1.852 FE2 FE=600MP，大齿轮〕查得小齿轮的弯曲疲乏强度极 1的弯曲疲乏强度极限FE2=220MP计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.25，则有：[F]1

FE1S

600=480Mp1.25176[F]2

FE2

=176MPS 1.25Y YFa Sa3〕计算大、小齿轮的

[F] ，并加以比较Y Y 2.561.63Fa1[F

Sa1]1

=0.00874804、尺寸计算

Y YFa2

2.161.85= =0.023

F1

480MPa[ ]F 2

176

F

176MPa经比较大齿轮的数值大。 2设计计算i ZZ2 12 1

3.6332=116

z 32的传动比i12

11632

3.63

1z 11624.几何尺寸计算计算分度圆直径

d 80mm1d mz1 1

2.53280mm

d 290mm2d mz2 2

2.5116290mm计算中心距(Za 1

Z)m22

=185mm计算齿轮宽度b= d 0.877.161.7mmd 1

a=185mmB1=70mm，B2=65mm由此设计有名称

计算公式

结果/mm

b=61.7mm模数 m压力角 齿数 z1z2

2.520o32116

B=70mm1B=65mm2传动比i传动比i3.63分度圆直径d1d280290齿顶圆直径d d2h*m85a11ad d 2h*ma2 2a295齿根圆直径d d2(h*c*)m74f11ad d 2(h*c*)m284f2 2 a中心距am(zz)185122齿宽B170B652设计内容 计算及说明 结 果1类型、精度等级、材料及齿数

按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；〔GB10095—88〕材料的选择。45〔调质〕241~286HBS，大齿轮的材料为ZG310-570〔正火〕163~197HBS。

直齿圆柱齿轮45ZG310-570小齿轮调质处理大齿轮正火处理选小齿轮齿数为Z1=32，大齿轮齿数Z2可由

8212Zi23ZZ212

=86；

z1=32z2=862、按齿面接 按公式：触强度设计

tE12KT u1 Z ZtE1d1t 3

d

(

H)2]H确定公式中各数值试选Kt=1.5。选取齿宽系数d=0.8。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：2T=9.8104Nmm。2

T2=98N.m1查的材料的弹性影响系数ZE=188MP25〕11-1，取S 1.1,S 1.25H F[H]1=

Hlim1SHHlim1

730=1.1

=664MP

[ ]H 1

=664MPa[H]2=SH

=255MP

[ ]H 2

=255MPa(2)计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值1〕计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：d1t3m

21.59.8104 3.67 1882.5 ( )2=116m0.8 2.67 255

d =116mm1t2)计算圆周速度。dnv 1t160

3.14128265.19=1.8m/s

V=1.8m/s1000 601000计算齿宽bb=dd1t=0.8116=92.8mm计算模数与齿高d

116

m 4mm模数mt

1t 3.6mm tz 3214-1m=4t齿高h=2.25m=2.253.68.1mm h=8.1mmtb5)hb 92.8=11.46h 8.13、按齿根弯曲强度设计 〔3〕.按齿根弯曲疲乏强度设计Sa按公式：Sa2KT2m 1

YFaYn 3d

Z2 [ ]1 F〔1〕确定计算参数1〕计算载荷系数查取齿形系数查得YFa1=2.56，YFa2=2.16查取应力校正系数查得YSa1=1.63，YSa2=1.852 FE2 FE=600MP，大齿〕查得小齿轮的弯曲疲乏强度极 1轮的弯曲疲乏强度极限FE2=220MP计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.25，则有：[F]1

FE1

600

=480Mp [σF]1=480MPaS 1.25 176[F]2

S

1.25=176MP [σF]2=176MPaY YFa Sa计算大、小齿轮的

[F] ，并加以比较Y Y 2.561.63Fa1[F

Sa1]1

=0.0087480Y[

Y]

2.161.85= =0.023176F 24、尺寸计算

经比较大齿轮的数值大。i Z 〔2〕设计计算Z2 23 1 2.6732=86

Z1=32的传动比i238632

2.67

Z2=86几何尺寸计算计算分度圆直径d mz 432128mm1 1

d1=128mmd mz2 2

486344mm

d2=344mm计算中心距(Z Z)ma 1 2

4

236mm2 2 a=236mm计算齿轮宽度b d 0.8116=92.8mmd 1

b=92.8mm由此设

B1=100mm，B2=95mm

B=100mm1B计有：B计有： 2名称计算公式结果/mm模数m4齿数z32z1 86z2传动比 i分度圆直径 d1d

2.67128344齿顶圆直径

d da1 1d da2 2

22h*ma2h*ma

136350齿根圆直径齿根圆直径d d2(h*c*)mf1 1 ad d 2(h*c*)m118338f2 2 a中心距am(zz)236122齿宽B1B2100956、轴的设计计算及校核1、高速轴的设计设计内容设计内容计算及说明结果1、条件功率转矩转速2.83Kw28.15N·m960r/min2、选择轴的因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特别材料 要求，应选用常用的材料45钢，调制处理45高速级小齿轮的分度圆直径为d1=80mm而Ft2T1d180=703.75N3、求作用在齿轮上的力Fr=FF=703.75NtF=1574Nrttan 703.75tan20=NF=1855N压轴力F=1574Na现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理4、初步确定轴的最小直径A0=110，于是得：dmin=A03Pn111032.8396015.8mm1由于轴上应开键槽，所以轴径应增大5%故d=16.59mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=20mm。拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图

dmino

15.8mmd 35mmⅡⅢ据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

l

58mm6、依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长

1〕I-IIdIII=32mm，lIII=76mm。2〕II-IIIe=9.6mm〔由减速器及轴的构造设计而定〕。依据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II38mm。故

d 35mmⅡⅢd d 40mmⅢⅣ ⅦⅧl 46mm度

=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取

ⅦⅧdIIIII=35mm。初选轴承，由于有轴向力应选用深沟球轴承，参照工作要求并据dIIIII=35mm，由轴承6208

d 52mmⅣⅤd 46mmⅥⅦdDB

=40mm

80mm

18mmdIIIIV=40mm。又

lⅥⅦ

86mm右边承受轴肩定位取d=52mmⅤ =139mm，d Ⅵ=58mm，l Ⅴ

d 58mmⅤⅥl 58mm取安装齿轮段轴径为dⅥ=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，齿轮宽度为90mm短于齿轮宽度故取l=86mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且连续选用6208轴承，则dⅦ=40mm。取lⅦ=46mm轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均承受平键连接。19

ⅡⅢlⅦⅧlⅣⅤ

46mm12mmdIII由[5]P534-1查得平键截面bh108,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间协作有良好的对中H7性，应选择带轮与轴之间的协作为n6，同样齿轮与轴的连接用平键14963，齿轮与轴之间H7的协作为n6轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。〔4〕确定轴上圆角和倒角尺寸轴肩处圆觉角见图。2、中间轴设计内容设计内容计算及说明结果由前面的计算得P1=2.69KW，n=265.19rmin，T11.求轴上的功率，转速和转矩1=96.97105Nmm202、初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[215-3，取A0=110，于是得：

45Pdmin=A03n22

1103

2.69265.19

38.8mm

dmin=38.8mm210%-14%故dmin=44.6mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，由于轴承上承受径向力，应选6210：dDB=509020dIII=50mm24mmlIII=48mm3，轴的构造设计

〔1〕 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图〔2〕据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕II-III知其宽度为85mm，为了使套筒端面与大齿轮牢靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lIIIII=79mm，dIIIII=68mm。2〕III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lIIIIV =20mm，dIIIIV=80mm。3〕IV-V113mmlIVV=112mm，dIVV=56mm4〕V-VI6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为21

lIIIII=79mmdIIIII=68mmlIIIIV =20mmdIIIIV=80mmlIVV=112mm24mm24mm则lVVI =48mmdVVI=50mmdIVV=56mm〔3〕轴上零件的周向定位=48mm两齿轮与轴之间的定位均承受平键连bhL161075dIVV得平键截面bhL=1610109其与轴的协作均为H7n6。轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。dVVI=50mm〔4〕确定轴上圆角和倒角尺寸参考15-2245.个轴肩处圆觉角见图3III1.求1.求轴上的功率，转速矩由前面算得P3=2.58KW，n3=99.32r/min，T3=2.49106Nmm2.求作用在齿的力低速级大齿轮的分度圆直径为d4=344mm而Ftd3=42T22.49106260 2301NFr=Fttan2301tan20828N3.初步确定轴小直现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[215-3，取A0=110，于是得：dmin=50.3mm22径 Pdmin=A03n33

1103

6.4467.4

50.3mm

Tca=11856000N*mT同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA 3查[2]表14-1KA=1.3.则：

mdIII=50mmTKT 1.39.12105ca A 3

1185600Nmm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P998-7可选用GY71600000Nmm。半联轴器孔径d=50mm，故取dIII=50mm轴器长度L=112mm，半联轴器与轴协作的毂孔长度l1=102mm。4.轴的结构设计

〔1〕 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图

dIIIII=52mmlIII=132mm〔2〕据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕为满足半联轴器的轴向定位，I-IIII-III段的直径dIIIII=52mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴协作的毂孔长为102mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-IIL1略短一些，现取lIII=132mm.2〕II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dIIIII =52mm和便利拆装可取lIIIII=95mm。3〕初选轴承，由于有轴向力应选用深沟球轴承，参照工作要dⅢ=55mm6211dDB=55mm100mm21mm，lIIIIV=21mm定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。4〕取安装齿轮段轴径为dⅥ=63mm115mmlⅥ=111mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mmdⅦ=70mm。取lⅦ=48mm

dⅢⅣ=55mmlIIIIV=21mmdⅣⅤ=65mmlⅣⅤ=98mmdⅤⅥ=71mmlⅤⅥ=12mmdⅥⅦ=63mmlⅥⅦ=111mmdⅦⅧ=70mmlⅦⅧ=48mm2324〔3〕轴上零件的周向定位〔3〕轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均承受平键连接。按dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh1811键槽用键槽铣刀加H7n6轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。〔4〕确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。7、轴承的寿命计算〔一〕、Ⅲ轴〔一〕、Ⅲ轴6211寿命计算L”h83001024000hP6440N,n67.42r/min,C43200L74619h符合要求L106h60n P(C)1066067.425 6440(43200)374619>24000hIII62118、键连接的校核〔一〕、低速轴键的选择

低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头一般平键，齿轮的轴段的直径d=45mm，轮宽B=100mm，通过查表《机械设计课程设计》表11-26b×h=14×914X9GB/T1096-79。键的工作长度L=56mm安装联轴器的键用单圆头一般平键，轴直径d=40mm，所以选键b×h=12×812×8GB/T1096-79。键的工作长度L=70mm。按6-2

齿轮选用圆头一般平键选用b×h=14×9记：键14×9GB/T1096-79。键的工作长度L=56mm安装联轴器的键用单圆头一般平键，轴直d=42mm，所以选键b×h=12×8。标记：12×8GB/T1096-79。键的工作长度L=70mm〔二〕、中间轴键的选择〔三〕高速轴键的选择

中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头一般平键。通过查《机械设计课程设计》表11-26小齿轮齿宽B=65mm，轴段直径d=35mm，所以选用b×h=10×8，10×8GB/T1096-79。键的工作长度L=52mm高速轴上只有安装联轴器的键。依据安装联轴器处直径d=2011-26b×h=5×5〔t=3.0，r=0.16〕5×5GB/T1096-79。键的工作长度L=14mm

安装齿轮选用圆头一般平键选用b×h=10×810×8GB/T1096-79短键的工作长度L=52mm安装联轴器的键选择一般平键标记：键5×5GB/T1096-79。键的工作长度L=14mm9、滚动轴承的选择〔一〕、高速轴〔一〕、高速轴轴承的选择依据载荷及速度状况，选用深沟球轴承。由高选轴承型号为6210速轴的设计，依据d=50，查《机械设计课程6210〔二〕、中间轴轴承的选择依据载荷及速度状况，选用深沟球轴承。由中选轴承型号为6210间轴的设计，根d=50，查《机械设计课程设6210〔三〕、低速轴轴承的选择依据载荷及速度状况，选用深沟球轴承。由低选轴承型号为6217速轴的设计，依据d=32.7，选轴承型号为621710、联轴器的选择依据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴〔低速轴〕选用弹性套柱销联轴器，考虑到转矩变化小，则依据计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课14-2，低速轴选用GY5公称转矩400Nm，孔径d=35mm，L=80mm，许用n=8000r/min，故适用。

低速轴选用GY5400Nm，孔径d=35mm，L=80mm，许用转速n=8000r/min，故适用。11、箱体的设计减速器的箱体承受铸造〔HT200〕制成，承受减速器的箱体承受铸造〔HT200〕制成，承受剖分式构造为了保证齿轮啮合质量1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度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，故承受侵油润油，同时为了避开油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗糙度为6.312、润滑及密封类型选择11润滑方式齿轮承受飞溅润滑，在箱体上的四个轴承承受脂润滑，在中间支撑上的两个轴承承受脂润滑。2密封类型的选择轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。轴承箱体内，外侧的密封〔1〕轴承箱体内侧承受挡油环密封。〔2〕轴承箱体外侧承受毛毡圈密封13、减速器附件设计观看孔及观看孔盖的选择与设计

观看孔用来检查传动零件的啮合，润滑状况，并可由该孔向箱内注入润滑油。寻常观看孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表[615-3140120观看孔和观看孔盖的尺寸分别为 和11090。油面指示装 油面指示装置承受油标指示。置设计置设计3通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查4放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔四周做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔寻常用螺塞堵塞。5起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径一样。7定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。承受圆锥销，0.814、主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚=8.9mm箱盖壁厚1=7.72mm箱座凸缘厚度b=13.35mm箱盖凸缘厚度b1=11.58mm箱座低凸缘厚度b2=22.25mm地脚螺栓直径df=20.50mm地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M16机座与机盖联接螺栓直径d2=M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M10

=8.9mm1=7.72mmb=13.35mmb1=22.25mmb2=22.25mmdf=20.50mmn=4d1=M16d2=M12l=150mmd3=M10窥视孔盖螺钉直径d窥视孔盖螺钉直径d4=M8d4=M8定位销直径d=8mmd=8mmdf,d1,d2至外箱壁的距离c1=