带式运输机两级展开式圆柱齿轮减速器设计书

带式运输机两级展开式圆柱齿轮减速器设计书一.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 运输机连续单向运转，载荷变化不大, 空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限8年（300 天/年）,两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mr）250250250300300设计要求1. 减速器装配图一（A1）。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一 （A3）3. 设计说明书一份。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. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 传动装置总体设计方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成2. 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。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级其传动方案如下：图一:（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa 1 23 32 4 5 = 0.96 X 0.983 X 0.952 X 0.97 X 0.96 = 0.759 ;1为V带的效率，！为第一对轴承的效率,3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7级精度，油脂润滑因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）1000 60vD2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：P = P/ n = 1900X 1.3/1000 X 0.759 = 3.25kW,执行机构的曲柄转速=82.76r/min经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比i = 24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i = 840，则总传动比合理围为i = 16160,电动机转速的可选围为1324.16 13241.6r/min。n= i x n =（ 16160）x 82.76 =综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 选定型号为丫112M 4的三相异步电动机，额定功率为 4.0额定电流8.8A，满载转速nm 1440 r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速电动机重量N参考 价格 元传动装置的传动比同步 转速满载转速总传动比V带传 动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸LX（ AC/2+AD x HD底脚安装尺寸AX B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DX E装键部位尺寸 FX GD132515 X 345 X 315216 X 1781236 X 8010 X 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比ia = n/n =由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为1440/82.76 = 17.40(2) 分配传动装置传动比ia 二 i。x i式中i,h分别为带传动和减速器的传动比。17.40/2.3为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i = 2.3，则减速器传动比为i = ia/io=7.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 = 3.24，则i2 = i/i1 = 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = nm / i0 = 1440/2.3 = 626.09r/min= ni /i 1 = 626.09/3.24 = 193.24r/minn皿=n / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn iv = n =82.93 r/mi n(2) 各轴输入功率Pi = pd X 1 = 3.25 X 0.96 = 3.12kWPh = Pi Xn 2X 3 = 3.12 X 0.98 X 0.95 = 2.90kWPrn = Ph Xn 2X 3 = 2.97 X 0.98 X 0.95 = 2.70kWPv = Pm Xn 2Xn 4=2.77 X 0.98 X 0.97 = 2.57kW则各轴的输出功率：R = R X 0.98=3.06 kWPh = Ph X 0.98=2.84 kWPm = Pm X 0.98=2.65kWPv = Pv X 0.98=2.52 kW(3) 各轴输入转矩T1 =Td X i0 X 1 N -m电动机轴的输出转矩 Td=9550旦 =9550 X 3.25/1440=21.55 N-nm所以：Ti = Td X i。X 1 =21.55 X 2.3 X 0.96=47.58 N -mTh = Ti X i1 X 1 X 2=47.58 X 3.24 X 0.98 X 0.95=143.53 N -m Tm = Th X i2 X 2 X 3 =143.53 X 2.33 X 0.98 X 0.95=311.35 N -m Tv =Tm X 3 X 4 =311.35 X 0.95 X 0.97=286.91 N -m 输出转矩：Ti = Ti X 0.98=46.63 N-mTh = Th X 0.98=140.66 N -mTm = Tm X 0.98=305.12 N -mTv = Tv X 0.98=281.17 N -m运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z,=24高速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2 =i X乙=3.24 X 24=77.76取 Z2=78. 齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计3d1t2KtT1 u 1d确定各参数的值：Kt=1.6试选查课本P215 图 10-30(ZHZ；)1 2 * * *选取区域系数Z h =2.433由课本P214 图 10-26贝UKH 2 = Khn2 Hlim2 =0.96 X450=432 MPaS许用接触应力h( hi h2)/2(511.5432)/2471.75MPa查课本由P98表10-6得：Ze =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d=1T=95.5X 105 X p1 /n1=95.5 X 105 X 3.19/626.09 =4.86 X 104 N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d1td1t32KtT1U 1(ZhZE)2和(h)342 1.6 4.86 101 1.6阿(2.433 189.8)249.53mm3.25471.75计算圆周速度3.1460 1000计算齿宽徇53 626.91.62m/s60 1000计算齿宽b=计算摸数b和模数mntd1t =49.53mm初选螺旋角=14mnt =虫cosg 如42.00mm24 计算齿宽与高之比齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mm=49.534.5 =11.01 计算纵向重合度=0.318 d 1 tan0.318 1 24 tan14 =1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v 1.62m/s,7级精度,查课本由P92表10-8得动载系数Kv=1.07,查课本由P194表10-4得Kh的计算公式：Kh =1.12 0.18(10.6 d2) d2 +0.23 X 10 3 X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10 3 X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K f =1.35查课本由P193表10-3得：K H =Kf =1.2故载荷系数：K= K K K H Kh =1 X 1.07 X 1.2 X 1.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1/ , K/Kt =49.53 X I, =51.73 mm 计算模数mn4.d1 cos mn =乙51.73 cos14242.09mm齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3mn 2KT1Y cos2Yf YdZ21 a(f)确定公式各计算数值 小齿轮传递的转矩=48.6 kN -m确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 24, z = i z = 3.24 X 24= 77.76传动比误差 i = u= z/ z = 78/24 = 3.25 i = 0.032 %5%,允许 计算当量齿数3z = z/cos = 24/ cos 14 = 26.273z = z/cos = 78/ cos14 = 85.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得=1 初选螺旋角初定螺旋角=14 载荷系数KK= K K K K=1 X 1.07 X 1.2 X 1.35 = 1.73 查取齿形系数丫和应力校正系数丫查课本由P197表10-5得：齿形系数 Y= 2.592 丫 = 2.211应力校正系数 丫= 1.596丫 = 1.774 重合度系数丫1 1端面重合度近似为=1.88-3.2 X () cos = 1.88 3.2 X (1/24 + 1/78 ) X cos14乙Z2=1.655=arctg (tg/cos )= arctg (tg20/cos14 )= 20.64690=14.07609因为=/cos，则重合度系数为 Y= 0.25+0.75 cos/ = 0.673 螺旋角系数丫轴向重合度 =49.53 sin14 = 1.825,2.09Y= 1 = 0.78Yf FsT7300天 计算大小齿轮的安全系数由表查得S= 1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作小齿轮应力循环次数 N1= 60nkt = 60X 271.47 X 1 X 8X 300X 2X 8 = 6.255 X 10大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 6.255 X 10/3.24 = 1.9305 X 10查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 FF1500MPa大齿轮 FF2 380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数：KFN1 =0.86 K FN2 =0.93K FN1 FF1307.140.86 5001.4取弯曲疲劳安全系数S=1.4f 2=-FN 2厂厂2S252.431.4斗丘12.592 1.5960.01347F1307.14Yf2Fs22.211 1.7740.01554F 2252.43大齿轮的数值大.选用.SK FN 2 FF 20.93380设计计算 计算模数32 1.73 4.86 1040.78 cos214 0.01554mn i 2mm 1.26mm1 242 1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数, 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 叫=2mmB为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强 度算得的分度圆直径d1=51.73 mm来计算应有的齿数.于是由：51.73 cos14z1=25.097 取 z1=25mn那么 z2=3.24 X 25=81 几何尺寸计算(乙 Z2)mn_(2581)22 cos 2 cos 14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算中心距a=109.25 mm=arccos因值改变不多，故参数(25 81) 2“arccos14.012 109.25,k , Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1 =ZEcos25 2cos14.01=51.53 mm.Z2“ln81 2 “cmd2 =仝=166.97 mmcos cos14.01计算齿轮宽度B= d11 51.53mm51.53mm圆整的 B2 50B1 55(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1 =30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=2.33 X 30=69.9 圆整取z2=70.齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式的各计算数值 试选Kt=1.6 查课本由P215图10-30选取区域系数ZH =2.45 试选12o,查课本由P214图10-26查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60X n2 X j X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45 X 108N2=吐 4.45 101.91 X 108i 2.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94KHN2 = 0.97查课本由P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 550MPa取失效概率为1%安全系数S=1,则接触疲劳许用应力h1 = Khn1 Hlm1=0.94600564 MPahKhn2 Hlim2 =0.98 X 550/仁517 MPa S世应 540.5 MPa2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPah选取齿宽系数d 1T=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.90/193.24=14.33 X 104 N.md1t2KtT1 u 1ZH ZE、2仁E)32 1.6 14.33 1043.332.45 189.8 22.33 (540.5)1 1.71=65.71 mm2.计算圆周速度d1t n265.71193.240.665 m/ s60 100060 10003.计算齿宽b= dd1t=1X 65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比b h模数 mnt-d1tcs6571 cos12 2.142mm30齿高 h=2.25 X mnt=2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621= 12.035. 计算纵向重合度0.318 d4tan 0.318 30 tan 122.0286. 计算载荷系数KKh =1.12+0.18(1+0.6：) +0.23 X 10 按齿根弯曲强度设计 X b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 3 X 65.71=1.4231使用系数Ka=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值K v =1.04 K f =1.35 K h =Kf =1.2故载荷系数K= KaKvKh Kh =1X 1.04 X 1.2 X 1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径33 , 1 776d1=d1t . K Kt =65.71 X . 1.77672.91mm1.3计算模数mn吐丞7291 CM 2.3772mmZi302KT1Y cos2YfYsf确定公式各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩 =143.3 kN m(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 30, z= i X z = 2.33 X 30= 69.9 传动比误差 i = u = z/ z = 69.9/30 = 2.33 i = 0.032 %5%,允许(3) 初选齿宽系数按对称布置，由表查得=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角=12(5) 载荷系数KK= K K K K=1 X 1.04 X 1.2 X 1.35 = 1.6848(6) 当量齿数z = z/cos = 30/ cos 312 = 32.056z = z/cos = 70/ cos 312 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYf 1 2.491,Yf 22.232YS 11.636,YS 2 1.751(7) 螺旋角系数丫轴向重合度=2.03Y= 1- = 0.797Yf Fs(8) 计算大小齿轮的丄丄f查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPafE2 380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90 K FN2 =0.93S=1.4f 1 =Kfn1 FE1 0.90 500321.43MPaS1.4F 2= Kfn2 ff20.93 380252.43MPaS1.4计算大小齿轮的丫并加以比较FYFa1F Sa1f12.491 1.6360.01268321.43YFa2F Sa2F)22.232 1.7510.01548252.43大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数3522 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548,mn 2mm 1.5472mm.1 3021.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面 模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =3mn但为了同时满足接触疲劳强度，需要按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =72.91 mm来计算应有的齿数72.91 cos12 Z1 =mn=27.77取 z1=30z 2 =2.33 X 30=69.9 取 Z2=70初算主要尺寸计算中心距 a= 0 Z2)mn =70) =102.234 mm2 cos2 cos12将中心距圆整为103 mm修正螺旋角=arccosarccos(307)213.862 103因 值改变不多，故参数 ，k , Zh等不必修正分度圆直径.ze30 2 冲d 产 _n=61.34 mmcos cos12.z?mn70 2d2 = 2n=143.12 mmcos cos12计算齿轮宽度bdd1 1 72.91 72.91mm圆整后取B175mm B2 80mm1.6低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332. 各轴转速n(r/mi n)(r/mi n)(r/mi n)(r/mi n)626.09193.2482.9382.933. 各轴输入功率P(kw)(kw)(kw)Piv (kw)3.122.902.702.574. 各轴输入转矩T(kN m)(kN m)(kN m)Tv(kN m)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径（mr）大轮直径（mr）i中心距a （mm基准长度（mn）带的根数z90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3，转速na，转矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/mi nT3=311.35N. m求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为2T3d2 =143.21 mm而 Ft=- 311.3534348.16Nd2143.21 10 31630.06Nr= Ft 也 4348.16tan20OocosCOS13.86F a = Fttan =4348.16 X 0.246734=1072.84N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：.初步确定轴的最小直径先按课本15-2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P361表15 3取Ao 112d min 3 35.763mm3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d 口 ,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查课本P343表14 1,选取Ka 1.5TcaKaT3 1.5 311.35 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d1 40mm,故取di 口 40mm半联轴器的长度L 112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 84mm.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要求的轴向定位要求，1 - U轴段右端需要制出一轴肩，故取U -川的直径dn m 47mm ;左端用轴 端挡圈 定位，按轴端 直径取 挡圈直径D 50mm半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I - U的长度应比 略短一些,现取I 口 82mm 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承.参照 工作要求并根据dn m 47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列 角接触球轴承7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 d D B 50mm 80mm 16mm,故；而 l 16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 h 0.07d,取 h 3.5mm,因止匕 d57 mm, 取安装齿轮处的轴段d可皿58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位 .已知齿轮毂的 宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l可皿72mm.齿轮 的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取dv 65mm .轴环宽度b 1.4h,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm ,故取ln 皿 50mm. 取齿轮距箱体壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在 确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s,取s=8 mm,已知滚动轴承宽度T=16mm ,高速齿轮轮毂长L=50mm,则I 町麵 T s a (7572)(16 8163) mm 43mm1 iv v L SC a l 皿即 l vw(50 8 20 16 24 8)mm 62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距L2 L3114.8mm 60.8mm175.6mmF NH1士 Ft 4348.16L2 L36081506N175.6FnH 2L2L2丁 4348.16114.82843N175.6FrL3FaDF NV1L2 L3809NF NV 2F r FNV21630 809821NM H 172888.8N mmMV1 FNV1L2809 114.892873.2N mmMV2 Fnv2L3 821 60.8 49916.8N mmM1MH、1728892 928732196255N mmM 2179951 N mm传动轴总体设计结构图紗V1BQ从动轴）(中间轴）FxfD1TH11 Cb)d)Ma 二氏 D/2rnTorrnFmhz7TrrrrTTrr-hl6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据二 xM (T3)2 = ,：1962552 (1 311.35)210 82ca= W0.1 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得i=60MPaca 1 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A, n ,川,b只受扭矩作用。所以a n m b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看，截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大.截面切的应力集中的影响和截面的相近，但是截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截 面c上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故c截面也不必做强度校核，截面w 和v显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因 而，该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系数wT =0.2 d3=0.2 503 =25000截面的右侧的弯矩 M为 M M1 空 16144609N mm60.8截面W上的扭矩T3为T3 =311.35 N m截面上的弯曲应力M144609b W11.57MPa12500截面上的扭转应力T =互=31135012.45MPaWt25000轴的材料为45钢。调质处理由课本P355表15-1查得：B 640MPa275MPaT 1155MPa因-20d 50经插入后得2.00.0458 1.1650t=1.31轴性系数为q 0.82K =1+q (=0.85q1)=1.82K =1+q (所以 0.67t-1 )=1.260.820.92综合系数为： K =2.8K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2 取 0.10.050.1取 0.05安全系数Sca25.13S1 13.71k a t mS SSea 10.5 S=1.5所以它是安全的S2 S2截面W右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503 =12500抗扭系数Wt =0.2 d3=0.2 503 =25000截面W左侧的弯矩 M为 M=133560截面W上的扭矩T3为T3 =295M133560b10.68W1250011.80 K ：_ K11 2.8截面上的弯曲应力截面上的扭转应力_ T3 = 294930T =Wt25000K1所以 0.67K =11.620.820.92综合系数为：K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2 取 0.10.050.1取 0.05S :125 1325.13K aamS113.71kat mSeaS S10.5 S=1.5eas2 s2安全系数Sca所以它是安全的8. 键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 键宽 b 2=16 h 2=10 L2=36b3=20 h 3=12Ls=50 校和键联接的强度查表 6-2 得p=110MPa工作长度 丨2 L2 b236-16=20l3 L3 b350-20=30 键与轮毂键槽的接触高度K 2 =0.5 h 2=5K3=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:2T210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. 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2143.53100052.20vpp2K2l2d25 20552T31032311.35100053.22vpp3K3I3d36 3065两者都合适取键标记为：键 2： 16X 36 A GB/T1096-1979键 3: 20X 50 A GB/T1096-19799. 箱体结构的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佳合质量, 大端盖分机体采用也配合.is61. 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2. 考虑到机体零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，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，联接表面应精创，其表面粗糙度为作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强 密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧固B油螺塞：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凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，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， 以便达到体为压力平衡.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下:名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 3 810箱盖壁厚110.02a3 89箱盖凸缘厚度bib11.5 112箱座凸缘厚度bb 1.515箱座底凸缘厚度b2b22.525地脚螺钉直径dfdf 0.036a12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径didi 0.72dfM12机盖与机座联接螺栓直径d2d2 = （0.50.6） dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）df10视孔盖螺钉直径d4d4 = （0.30.4） df8定位销直径dd = （0.70.8） d28d f，di，d2 至外Ci查机械课程设计指导34机壁距离书表42218d f，d2至凸缘边C2查机械课程设计指导28缘距离书表416外机壁至轴承座端面距离lili=Ci+C2+ （ 812）50大齿轮顶圆与机壁距离1ii.215齿轮端面与机壁距离22 10机盖，机座肋厚mi, mmi 0.85 i,m 0.85mi9m 8.5轴承端盖外径D2D2 D +（55.5） d3120（ 1 轴）125（ 2 轴）150（ 3 轴）轴承旁联结螺栓SS d2120（ 1 轴）125（ 2 轴）距离150（ 3 轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于5（1.52） 10 mmr/min，所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度油的深度为H+hiH=30 g =34所以 H+hi=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm并匀均布置，保证部分面处的密封性。11. 联轴器设计1. 类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.公称转矩：T=9550卫 9550264 333.5n75.6查课本P343表14 1,选取Ka 1.5所以转矩 Tea KaT31.5 311.35467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm10.7820.820.78 0.821.6由课本P202公式10-13计算应力值环数N1 =60n/ L, =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8)=1.4425 X 109hN2 = =4.45 X 108h #（3.25 为齿数比，即 3.25=生）Z1 查课本 P203 10-19 图得：K 1 =0.93 K 2=0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:H 1 = Khn1 Hlim1=0.93 X 550=511.5 MPa