三軸線雙級斜圓柱齒輪減速器設(shè)計論文

1、題目 設(shè)計三軸線雙級斜圓柱齒輪減速器 機(jī)械工程學(xué)院 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 班級 課題：減速器傳動裝置分析設(shè)計一、 課程設(shè)計的目的1、通過機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實(shí)際知識去分析和解決機(jī)械設(shè)計問題，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法。通過設(shè)計培養(yǎng)正確的設(shè)計思想和分析問題、解決問題的能力。3、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱設(shè)計資料和手冊，熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。二、 已知條件1、展開式二級齒輪減速器產(chǎn)品（有關(guān)參數(shù)見名牌）2、運(yùn)送帶拉力：2100n。3卷筒直徑：350mm。4運(yùn)輸帶速度及其偏差：1.2m/s，

2、5。5、動力來源：電壓為380v的三相交流電源； 6、工作情況：工作有輕震，經(jīng)常滿載，空載起動，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，3班制。7、使用期：5年，每年按365天計。三、 設(shè)計內(nèi)容1電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計算；2斜齒輪傳動設(shè)計計算；3軸的設(shè)計；4滾動軸承的選擇；5鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6裝配圖，零件圖的繪制；7設(shè)計計算說明書的編寫。五設(shè)計任務(wù)1、畫減速器裝配圖一張（a0或a1圖紙）；2、零件工作圖兩張（大齒輪、中間軸）；3、設(shè)計計算說明書一份。四、 完成時間共3周（2007.7.162007.8.3）五、 參考資料 【1】、機(jī)械設(shè)計（第八版）濮良貴 紀(jì)名剛 主編 高等教育出版社出版； 【2】、機(jī)械設(shè)計機(jī)械設(shè)

3、計基礎(chǔ)課程設(shè)計 王昆 何小柏 汪信遠(yuǎn) 主編 高等教育出版社；計 算 及 說 明結(jié) 果一、 減速器結(jié)構(gòu)分析分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機(jī)械中原動機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、傳動方案的特點(diǎn)：特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機(jī)和工作機(jī)的安裝位置：電機(jī)安裝在遠(yuǎn)離高速

4、軸齒輪的一端；工作機(jī)安裝在遠(yuǎn)離低速軸齒輪的一端。 圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。計 算 及 說 明結(jié) 果二、 傳動裝置的總體設(shè)計（一）、選擇電動機(jī)1、選擇電動機(jī)系列 按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機(jī)，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，即：電壓為380v y系列的三相交流電源電動機(jī)。2、選電動機(jī)功率 （1）、傳動滾筒所需有效功率 （2）、傳動裝置總效率 （3）、所需電動機(jī)功率 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 型 號y100l-2y100l1-4y132s-6y132m-8額定功率kw3333電機(jī)滿載荷 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分28801420960710由文獻(xiàn)2中表203查的應(yīng)選

5、y100l14，參考比價較低。由表2.102選取電動機(jī)的外形及安裝尺寸d28，中心高度h100，軸伸長e60。4、傳動比分配（1）、兩級齒輪傳動比公式 （2）、減速器傳動比 5、運(yùn)動條件及運(yùn)動參數(shù)分析計算 計 算 及 說 明結(jié) 果（三）、高速軸齒輪的設(shè)計與校核 1、選材 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12.7知 選小齒輪：40cr，調(diào)質(zhì)處理 選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理 2、接觸強(qiáng)度核算 （1）、轉(zhuǎn)矩 （2）.選擇小齒輪的齒數(shù) (3). (4).試選載荷系數(shù)為1.6(5).文獻(xiàn)1中圖1030選取區(qū)數(shù)(6). (7). (8). （9）、接觸疲勞極限 由文獻(xiàn)【1】圖10-21 由 （10）計算圓周速度（11）計

6、算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=31.87mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=（12）計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.251.546=3.48 = =9.16（13）計算縱向重合度=0.318=1.42（14）計算載荷系數(shù)k使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查文獻(xiàn)1表10-8得動載系數(shù)k=1.10,查課本由表10-4查得：k1.415由文獻(xiàn)1表10-13得: k=1.27由文獻(xiàn)1表10-3 得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =1.21.4151.101=1.8678（15）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=31.87（16）計算模數(shù)=3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度核算由彎曲強(qiáng)度的設(shè)

7、計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩18.737knm 確定齒數(shù)z因?yàn)槭怯昌X面，故取z20，zi z110（2）計算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos20/ cos1421.89 zz/cos110/ cos14120.42（3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1（4） 初選螺旋角 初定螺旋角 14（5） 載荷系數(shù)kkk k k k=11.11.21.271.676（6） 查取齒形系數(shù)y和應(yīng)力校正系數(shù)y由文獻(xiàn)1表10-5得:齒形系數(shù)y2.725 y2.16 應(yīng)力校正系數(shù)y1.569 y1.81（7） 螺旋角系數(shù)y（8） 計算大小齒輪的 工作壽命三班制，5年，每年工作365天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n

8、160nkt大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n2n1/u由文獻(xiàn)1表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪 大齒輪由文獻(xiàn)1表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):k=0.85 k=0.9 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算（1） 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=33。56來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=16.28 取z=20那么z=5.220=110 （2） 幾何尺寸計算計算中心距 a=133.98將中心距圓

9、整為134按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=51.53d=166.97計算齒輪寬度b=圓整的 （四）、低速軸齒輪的設(shè)計與校核 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs z=4.330=129 齒輪精度按gb/t100951998，選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選k=1.6由文獻(xiàn)1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.45（2）試選,由文獻(xiàn)1圖10-26查得=0.8 =0.88 =0.8+0.88=1

10、.68應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n=60njl=602731(383655)=4717444000 hn=116847442 h由文獻(xiàn)1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)k=0.94 k= 0.98 由文獻(xiàn)1圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=0.98550/1=539551.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)z=189.8mp選取齒寬系數(shù) t=93.611n.m =53.612. 計算圓周速度 0.7663. 計算齒寬b=d=153.61=53.614. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m

11、=3.9 =53.61/3.9=13.7465. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)k使用系數(shù)k=1 根據(jù),7級精度, 查文獻(xiàn)1表10-8得k=1.42=1.06 k=1.37 k=k=1.2故載荷系數(shù)k=11.061.21.42=1.8067. 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=53.61計算模數(shù) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩93.611nm（2） 確定齒數(shù)z因?yàn)槭怯昌X面，故取z30，zi z4.330129（3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角14（5）載荷系數(shù)kkk k k k=11.061.21.371.7

12、43（6）當(dāng)量齒數(shù) zz/cos30/ cos1432.84 zz/cos129/ cos14141.21由文獻(xiàn)1表10-5查得齒形系數(shù)y和應(yīng)力修正系數(shù)y （7） 螺旋角系數(shù)yy0.88（8） 計算大小齒輪的 由文獻(xiàn)1圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由文獻(xiàn)1圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.87 k=0.88 s=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸

13、疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=64.17來計算應(yīng)有的齒數(shù).z=24.9 取z=30z=4.330=129 取z=129 初算主要尺寸計算中心距 a=204.84將中心距圓整為205 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正 分度圓直徑 d=77.36d= 332.65計算齒輪寬度圓整后取 （五）傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p=2.442kw =63.5r/min=367.261nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =266.11 而 f= f= f f= ftan=557.92n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向

14、如彎矩圖所示:. 初步確定軸的最小直徑由文獻(xiàn)1中15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號由文獻(xiàn)1中,選取因?yàn)橛嬎戕D(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計手冊選取hl3型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為630nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)

15、取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7210c型.db軸承代號 50902062.477.77210c（六）中間軸軸承和中間軸的設(shè)計1. 中間軸承的設(shè)計. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p=2.676kw =273r/min=93.611nm. 求作用在齒輪上的力已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為 =61.89 而 f= f= f f= ftan=611.49n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為 =226.8 而 f= f= f

16、f= ftan=206.43n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑由文獻(xiàn)1中15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，為了使所選的軸與軸承吻合，故需選擇軸承的內(nèi)徑和類型查手冊（gb292-83）取軸承為角接觸球軸承，內(nèi)徑為25mm，類型為7205c，db軸承代號 25521531477205c（七）主動軸承和主動軸的設(shè)計1. 主動軸承的設(shè)計. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p=2.786kw =1420r/min=18.737nm. 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =41.2

17、而 f= f= f f= ftan=227.45n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑由文獻(xiàn)1中15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號由文獻(xiàn)1中,選取因?yàn)橛嬎戕D(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計手冊由原先選擇的電動機(jī)的型號，伸出軸的直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器的內(nèi)徑相同。所以選取tl5型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為125nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,

18、故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7210c型.db軸承代號 40801847737208c（八）軸的形位確定根據(jù)軸與聯(lián)軸器的連接可確定軸端的直徑，又有角接觸滾動球軸承屬于標(biāo)準(zhǔn)件其內(nèi)徑為選擇值，所以軸與軸承配合處的直徑也確定。各齒輪的齒寬已確定，要求軸與齒輪配合時要求齒輪要比軸端稍長以便于定位。在大齒輪與小齒輪的配合上要

19、求他們對稱嚙合，且小齒輪齒寬比大齒輪齒寬多5mm。在軸環(huán)寬度要求，再根據(jù)齒輪與齒輪的嚙合配合可確定軸的形位。b=31.87mmh=3.48=1.42k1.415k=1.27k=1.2 k=1.8678dmmz20，z110z21.89z120.42k1.676y2.725 y2.16y1.569 y1.8n1n2a=133.98d=51.53d=166.97z=2.45=0.8=0.88=1.68n=4717444000 hn=116847442 hk=0.94k= 0.98=551.553.610.766b=53.61m=h=3.9=1.06k=1.37k=k=1.2k1.806z30z12

20、9k1.743 a=204.84d=77.36d=332.65fff=557.92n角接觸球軸承7210c型ff=f= 611.49nf=f=f=206.43nf=f=f= 227.45n計 算 及 說 明結(jié) 果 軸位置高速軸中間軸低速軸軸段長度軸段寬度軸段長度軸段寬度軸段長度軸段寬度 3628375254550 5035793274602640145401065 114838326255 9453540252850 474525047 35358240 7452640（九）軸的校核1 高速軸軸的彎矩校核高速軸的載荷分析圖 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查

21、表15-1得=60mp 此軸合理安全2 中間軸的校核高速軸的載荷分析圖按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60mp 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度. 判斷危險截面軸的彎矩較大處發(fā)生在，段，由于彎矩最大處發(fā)生在齒輪的齒寬中間，而一般軸在此處沒有受到加工應(yīng)力的影響，不需校核，所以需校核處應(yīng)該時是彎矩較大，且應(yīng)力較大，直徑較小處。因此危險截面應(yīng)該是在的右側(cè)和的左側(cè)。. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) w=0.1=0.1=1562.5抗扭系數(shù) =0.2=0.2=3125截面的右側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 =93.611截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸

22、的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)1表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得1.76 =1.5軸性系數(shù)為 =0.85k=1+=1.6232k=1+（-1）=1.425由文獻(xiàn)1中附圖32中查出，由附圖33查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)綜合系數(shù)為： k=1.89k=1.587碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=5.43s6.32s=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) w=0.1=0.1=3276.8抗扭系數(shù) =0.2=0.2=6553.6截面左側(cè)的彎矩m為 m=88615.02截面上的扭矩為 =93.611n.m截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =經(jīng)插入后得1.8

23、2 =1.48軸性系數(shù)為 =0.85所以k=1+=1.6232k=1+（-1）=1.425由文獻(xiàn)1中圖32查得， 由附圖33查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)：k=2.08 k=1.65碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=4.89s=12.77s=1.5 所以它是安全的3 低速軸的彎矩校核低速軸的載荷分析圖按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60mp 此軸合理安全（十）軸承壽命得校核1高速軸上的滾動軸承驗(yàn)算壽命計算根據(jù)軸承型號7208c取軸承基本額定動載荷為：；基本額定靜載荷為：

24、1. 求兩軸承的計算軸向力和對于7208c型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4=292.14n因此軸承1被壓,軸承2被放松.得到得到所以確定2求軸承當(dāng)量動載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)1中表135分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋?=5年故軸承使用壽命足夠、合格。2中間軸上的滾動軸承驗(yàn)算壽命計算根據(jù)軸承型號7205c取軸承基本額定動載荷為：；基本額定靜載荷為：1求兩軸承的計算軸向力和對于7205c型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力

25、e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4583.672n因此軸承1被壓,軸承2被放松.得到得到得到所以確定2求軸承當(dāng)量動載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)1中表135分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋?=5年故軸承使用壽命足夠、合格。3低速軸上的滾動軸承驗(yàn)算壽命計算根據(jù)軸承型號7210c取軸承基本額定動載荷為：；基本額定靜載荷為：1求兩軸承的計算軸向力和對于7205c型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估

26、算;=0.4721.7n因此軸承1被壓,軸承2被放松.得到得到所以確定2求軸承當(dāng)量動載荷和因?yàn)橛晌墨I(xiàn)1中表135分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋?=5年故軸承使用壽命足夠、合格。（十一）鍵的設(shè)計和計算a.主動軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇單圓頭普通平鍵.根據(jù) d=28mm查表?。?鍵寬 b=8mm h=7mm l=28mm 校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110mp工作長度 l=l-b=28-4=24mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得： 所以鍵比

27、較安全.取鍵標(biāo)記為： 鍵c828gb/t1096-2003b.中間軸上鍵的設(shè)計1與大齒輪聯(lián)接得鍵得設(shè)計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=32mm查表取： 鍵寬 b=10mm h=8mm l=28 校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110mp工作長度 l=l-b=28-10=18mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： mpa 所以鍵比較安全.取鍵標(biāo)記為： 鍵：1028gb/t1096-20031與小齒輪聯(lián)接得鍵得設(shè)計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=32m

28、m查表?。?鍵寬 b=10mm h=8mm l=63校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110mp工作長度 l=l-b=63-10=53mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： mpa 所以鍵比較安全.取鍵標(biāo)記為： 鍵：1063gb/t1096-2003c.低速軸上定位低速級大齒輪鍵和聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=60mm d=40mm查表6-1取： 鍵寬 b=18 h=11 =56 b=12 h=8 =70校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110mp工作長度 56-18=3870-6

29、=64鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得： mpa 兩者都合適取鍵標(biāo)記為： 鍵1856gb/t1096-2003鍵c1270gb/t1096-2003（十二）箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性

30、.鑄件箱蓋壁厚為9mm，箱座壁厚10mm，圓角半徑為r=50mm。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計 a 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固b 油塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.e 起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。f 定位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.g