設計說明書終極版

1、機械設計課程設計（甲）二級展開式齒輪減速器設計說明書指導老師：2015年4月目 錄 設計任務書 第 三 頁 前言 第 三 頁 設計說明書 一傳動方案的設計 第 四 頁 二齒輪傳動設計計算 第 六 頁 三軸的設計與計算 第 五 頁 四軸承的設計與校核 第 二十三 頁 五聯(lián)軸器的選擇和校核 第 二十七 頁 六鍵連接的選擇和校核 第 二十八 頁 七箱體的設計 第 三十一 頁 八潤滑和密封的選擇 第 三十四 頁 九傳動裝置的附件及說明 第 三十五 頁 十I軸公差值計算及表面粗糙度選擇 第 三十九 頁 十一高速級大齒輪公差值計算 第 四十三 頁 設計小結(jié) 第 四十五 頁 參考資料 第 四十五 頁設計任務

2、書 設計一用于膠帶輸送機卷筒的傳動裝置： 膠帶輸送機工作裝置 原始條件和數(shù)據(jù)：膠帶輸送機兩班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，室內(nèi)工作，有粉塵；使用期限10年，大修期3年。在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)。輸送帶速度允許誤差為。輸送帶工作拉力，輸送帶速度為，卷筒直徑。前言一般的工作機通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三個基本部分組成。設計一個用于膠帶輸送機卷筒工作軸的轉(zhuǎn)的裝置，即是為電動機和輸送機設計一個減速裝置。實現(xiàn)兩回轉(zhuǎn)軸之間傳動的常用機構有很多種，譬如普通平帶、V帶傳動，鏈傳動，普通齒輪轉(zhuǎn)動，渦輪蝸桿傳動以及行星輪傳動等。不同的方案又有不同的特點，以實現(xiàn)不同的工作需求。譬如帶傳動可以實現(xiàn)大跨度

3、的傳動，但承載能力較差；鏈傳動平均傳動比準確，但運轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊；渦輪蝸桿傳動比大，但承載能力及效率均不如齒輪等等。在本減速器的設計方案中，選擇了兩級齒輪傳動的傳動方案。對于兩級齒輪的傳動方案，在齒輪布置的型式上也有很多選擇，如展開式、分流式、同軸線式等。 本減速器參考了機械設計課程設計（第四版）的相關內(nèi)容，選用兩級展開式齒輪減速器，是兩級減速器中應用最為廣泛的一種。其中齒輪相對于軸承不對稱，因此要求軸具有較大的剛度，伸出軸上的齒輪常布置在遠離伸出軸的一邊，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻現(xiàn)象，輸入軸與輸出軸分布于減速器的兩邊。減速器高速級使用一對斜齒輪，低速級使用一對直齒輪，用

4、于載荷較為平穩(wěn)的場合，以達到減速傳動的要求。設計說明書設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1） 布局2） 選擇電動機（1） 選擇電動機類型（2） 確定電動機的功率1、 傳動方案的設計這里我們采用的是二級圓柱齒輪減速器?？傮w布局參考1P16，按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的封閉式三相異步電動機。根據(jù)已知條件得到：所以得到：，其中，考慮膠帶卷筒及其軸承的效率。電動機的輸出功率，按下列公式來計算：，式中的，為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率。參考1表2-4式中，彈性聯(lián)軸器效率，滾動軸承效率，8級精度齒輪傳動（稀油潤滑）效率，所以得到：選擇Y系列一般用途的封閉式三相異步電動機設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（3） 確

5、定電動機轉(zhuǎn)速3） 傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比（1） 傳動裝置的總傳動比（2） 分配傳動裝置各級傳動比4） 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1） 各軸轉(zhuǎn)速參考1表8-184因為載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需略大于即可，按表8-184中Y系列電動機技術數(shù)據(jù)，選擇電動機額定功率。卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為：參考1表2-1按表2-1推薦的各傳動機構傳動比范圍，得到單機圓柱齒輪傳動比范圍為，則總傳動比范圍應為，可見電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有、和，綜合考慮各個因素，得知選擇同步轉(zhuǎn)速為的Y系列電動機Y132M1-6，其滿載轉(zhuǎn)速。電動機的安裝結(jié)構型式以及其中心高、外形尺寸、軸伸尺寸等

6、均可由參考1表8-186、表8-187中查到。傳動裝置總傳動比：由于（式中的、分別為減速器高速級和低速級的傳動比），對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，常取，所以取，得到：各軸轉(zhuǎn)速：軸 軸 軸 工作軸 設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2） 各軸輸入功率（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩1） 高速級齒輪傳動設計（1） 選擇齒輪材料（2） 按齒面接觸強度計算各軸輸入功率：各軸輸入轉(zhuǎn)矩：二、齒輪傳動設計計算高速級齒輪采用斜齒輪、低速級齒輪采用直齒輪。參考2P145及表6-5傳動無特殊要求，采用軟齒面齒輪。由表6-5，小齒輪選用40MnB鋼調(diào)質(zhì)，241286HBS，大齒輪選用45鋼正火，169217HBS。一對鋼齒輪的設計公式為

7、： 參考2P163 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 選擇小齒輪齒數(shù) 轉(zhuǎn)速不高，功率不大，選擇齒輪精度為8級 參考2表6-4 載荷平穩(wěn)，去載荷綜合系數(shù) 參考2表6-6 齒寬系數(shù)取 參考2表6-9 確定許用接觸應力 參考2圖6-28 參考2表6-8由圖6-28查得，由表6-8查得，所以得到，所以 計算小齒輪分度圓直徑小齒輪：40MnB鋼調(diào)質(zhì)，241286HBS大齒輪：5鋼正火，169217HBS齒輪精度為8級設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（3） 校核齒根彎曲強度 計算中心距由于各種參數(shù)的原因，進行多次修改之后取 初選螺旋角計算齒輪模數(shù)，取整得。 參考2表6-1重計算螺旋角計算齒輪主要尺寸及圓周速度分度圓直徑齒輪寬度，所

8、以取圓周速度，8級精度即可以。參考2P163 校核公式： 復合齒形系數(shù) 參考2圖6-30小齒輪大齒輪由圖6-30查得復合齒形系數(shù) 確定許用彎曲應力 參考2圖6-31表6-8由圖6-31查得；，由表6-8查得，所以得到； 式中已知 校核計算：校核計算安全校核計算安全設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（4） 結(jié)構設計2） 低速級齒輪傳動計算（1） 選擇齒輪材料（2） 按齒面接觸強度計算（3） 校核齒根彎曲強度由于所選擇的電動機的軸的直徑為38mm，所以所需要的聯(lián)軸器的孔徑也必須得30mm，所以小齒輪做成齒輪軸，大齒輪做成腹板式齒輪，采用鍛造齒輪。參考2P145及表6-5傳動無特殊要求，采用軟齒面齒輪。由表6-

9、5，小齒輪選用40MnB鋼調(diào)質(zhì)，241286HBS，大齒輪選用45鋼正火，169217HBS。參考2P149 一對鋼齒輪的設計公式為： 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 選擇小齒輪齒數(shù) 轉(zhuǎn)速不高，功率不大，選擇齒輪精度為8級 參考2表6-4 載荷平穩(wěn)，去載荷綜合系數(shù) 參考2表6-6 齒寬系數(shù)取 參考2表6-9 確定許用接觸應力 參考2圖6-28 參考2表6-8由圖6-28查得，由表6-8查得，所以得到，所以 計算小齒輪分度圓直徑 計算模數(shù)，由參考2表6-1取 計算齒輪主要尺寸及圓周速度分度圓直徑中心距齒輪齒寬，取圓周速度，8級精度即可以。參考2P151 校核公式：小齒輪：40MnB鋼調(diào)質(zhì)，241286HBS大

10、齒輪：45鋼正火，169217HBS齒輪精度為8級設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（4） 結(jié)構設計1） 齒輪軸的設計（1） 選擇軸的材料（2） 按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑 復合齒形系數(shù) 參考2圖6-30根據(jù)、，由圖6-30查得復合齒形系數(shù) 確定許用彎曲應力 參考2圖6-31表6-8由圖6-31查得；，由表6-4查得，所以得到； 式中已知 校核計算：校核計算安全小齒輪做成實心式齒輪，采用鍛造齒輪；大齒輪做成腹板式齒輪，采用鍛造齒輪。三、軸的設計與計算齒輪軸上的齒輪的參數(shù)如下：齒數(shù)，法面模數(shù)，分度圓螺旋角，齒寬及輪轂寬。參考2P287288 表12-1由上得知此軸的轉(zhuǎn)速為960r/min，傳遞功率為3.37kw

11、，但是因為此軸做成齒輪軸，所以選用40MnB調(diào)質(zhì)處理。由表12-1查得。參考2P292 計算公式如下：參考2表12-2 因為40MnB的性能與40Cr的相似，所以由表12-2取，所以得到：計算所得應是最小軸徑（即安裝聯(lián)軸器）處的直徑。該軸段因有鍵槽，應加大（510）%并圓整，取得。又因為所選擇的電動機的軸的直徑為38mm，所以所需要的聯(lián)軸器的校核計算安全40MnB調(diào)質(zhì)處理設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（3） 軸的結(jié)構設計（4） 計算齒輪受力（5） 計算軸承反力孔徑也必須得30mm，所以：根據(jù)上述取得直徑、軸的輸出端用LX3型（GB/T5014-2003）彈性柱銷聯(lián)軸器，孔徑為30mm，孔長為60mm，

12、取軸肩高度為2.5mm，這個高度是根據(jù)密封氈圈的規(guī)格所選定的直徑所決定的。齒輪兩側(cè)對稱安裝一對7208AC（GB/T292-2007）角接觸球軸承，其寬度為18mm。兩軸承都使用軸肩定位，根據(jù)軸承對安裝尺寸的要求，軸肩高度取為3.5mm。軸與聯(lián)軸器之間選用平鍵連接。根據(jù)軸承透蓋端面到聯(lián)軸器之間留出的安裝柱銷的距離、和箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離的要求，得到的軸的結(jié)構圖如下：這樣軸承跨距為221mm。齒輪分度圓直徑齒輪所受轉(zhuǎn)矩齒輪作用力 圓周力 徑向力 軸向力軸受力的大小及方向如下圖a所示。水平面垂直面設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（6） 繪制彎矩圖 水平彎矩圖對于截面處：所以彎矩圖如下： 直彎矩圖在處，彎

13、矩會突變所以彎矩圖如下： 成彎矩圖彎矩圖如圖（f）設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（7） 繪制扭矩圖（8） 繪制當量彎矩圖（9） 危險截面處直徑由之前知：參考2表12-3 又根據(jù)，由表12-3查得：所以得到：所以：扭矩圖如下：對于截面b（即、所在的截面）處：當量彎矩圖如下：危險截面是處于安裝聯(lián)軸器a處，和齒輪b處。，設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（10） 精確校核軸的疲勞強度2） 中間軸的設計（1） 選擇軸的材料a截面處雖然有鍵槽削弱，但結(jié)構設計所確定的直徑已分別達到30mm，且另一截面處是齒輪，所以強度足夠。如果所選擇的軸承和鍵聯(lián)接等經(jīng)計算、確認壽命和強度均能滿足，則以上軸的結(jié)構設計無須修改。在攥寫設計說明書

14、之前，已經(jīng)先計算過其他方面，這里我們的軸的設計在接下來都未變。參考2表12-1 精確校核危險截面b的疲勞強度。查表12-1得，。分別計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力：軸的彎曲等效系數(shù)，。軸的剪切等效系數(shù)，。參考2表12-7 表12-8 查表12-7得到，彎曲、扭剪時軸的絕對尺寸系數(shù)為，。由表12-8得到，軸的表面質(zhì)量系數(shù)。按無限壽命考慮，去壽命系數(shù)；調(diào)質(zhì)處理40MnB、軸材質(zhì)均勻、載荷與應力計算較精確，取。將上述數(shù)據(jù)代入下列公式得到：中間軸上的齒輪有兩個，一個是輸入齒輪，一個是輸出齒輪，輸入齒輪即高速級的從動輪，輸出齒輪即低速級的主動輪。高速級的大齒輪的參數(shù)如下：齒數(shù)，法面模數(shù)，分度圓螺旋角，齒寬及輪轂

15、寬。低速級小齒輪的參數(shù)如下：齒數(shù)，模數(shù)，齒寬及輪轂寬。由上得知此軸的轉(zhuǎn)速為，傳遞功率為，選用45號鋼并做正火處理，由表12-1查得。45號鋼并做正火處理設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2） 按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑（3） 軸的結(jié)構設計（4） 計算輸入齒輪受力（5） 計算輸出齒輪受力參考2P292 計算公式如下：參考2表12-2 由表12-2取，所以得到：由于為了第二根軸徑略大于第一根軸徑，所以取齒輪兩側(cè)對稱安裝一對7208AC（GB/T292-2007）角接觸球軸承，其寬度為18mm。兩軸承都使用套筒定位。兩齒輪與軸之間的均選用平鍵聯(lián)接。根據(jù)三軸之間的軸承的位置差不多，箱體內(nèi)壁與低速級大齒輪端面的距離的

16、要求，得到的軸的結(jié)構圖如下：齒輪分度圓直徑從動齒輪作用力與主動齒輪作用力大小相同，方向相反圓周力徑向力軸向力軸受力的大小及方向如下圖a所示。齒輪分度圓直徑齒輪所受轉(zhuǎn)矩齒輪作用力圓周力徑向力軸受力的大小及方向如下圖a所示。設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（6） 計算軸承反力（7） 繪制彎矩圖水平面：垂直面：水平面彎矩圖：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果在與，之間所在的截面為a截面，截面為b截面。對于a截面：對于b截面：所以水平彎矩圖如下：垂直面彎矩圖：a截面：b截面：垂直面彎矩圖如下：合成彎矩圖：a截面：b截面：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（8） 繪制扭矩圖（9） 繪制當量彎矩圖所以合成彎矩圖如下：由前知。參考2表12-

17、3 又根據(jù)，由表12-3查得：所以：扭矩圖如下：對于截面a：對于截面b：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（10） 分別計算截面a和b處的直徑（11） 精確校核軸的疲勞強度所以當量彎矩圖如下：兩截面雖有鍵槽削弱，但結(jié)構設計所確定的直徑達到了47mm，所以強度足夠。參考2表12-1 a截面的當量彎矩為最大，且直徑跟b截面一樣，所以，此處只校核該截面的疲勞強度。查表12-1得，。分別計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力：參考2表12-4 軸的彎曲等效系數(shù)，。軸的剪切等效系數(shù)，。查表12-4可得鍵槽處的彎曲、扭轉(zhuǎn)有效應力集中系數(shù)為：，參考2表12-7 查表12-7得到，彎曲、扭剪時軸的絕對尺寸系數(shù)為，。由表12-8得到，軸的

18、表面質(zhì)量系數(shù)。按無限壽命考慮，取壽命系數(shù)；正火設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果3） 低速軸設計（1） 選擇軸的材料（2） 按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑（3） 軸的結(jié)構設計處理45號鋼、軸材質(zhì)均勻、載荷與應力計算較精確，取。將上述數(shù)據(jù)代入下列公式得到：因此，軸的a截面具有足夠的疲勞強度、安全。低速軸上的齒輪的參數(shù)如下：齒數(shù)，模數(shù)，齒寬及輪轂寬。參考2表12-1 由上得知此軸的轉(zhuǎn)速為76.37r/min，傳遞功率為3.14kw，選用45號鋼并做正火處理，由表12-1查得。參考2P292 計算公式如下：參考2表12-2 由表12-2取，所以得到：計算所得應是最小軸徑（安裝聯(lián)軸器）處的直徑。該軸段因有鍵槽，應加大（3

19、7）%并整圓，所以取齒輪兩側(cè)對稱安裝一對6011（GB/T276-1994）深溝球軸承，其寬度為18mm。左軸承采用套筒定位，右軸承采用軸肩定位，根據(jù)軸承對安裝尺寸的要求，軸肩高度取為3.5mm。軸與齒輪、軸與聯(lián)軸器均選用平鍵聯(lián)接。根據(jù)三軸之間的軸承的位置差不多，箱體內(nèi)壁與低速級大齒輪端面的距離的要求，得到的軸的結(jié)構圖如下：45號鋼并做正火處理設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（4） 計算齒輪受力（5） 計算軸承反力（6） 繪制彎矩圖齒輪分度圓直徑齒輪所受轉(zhuǎn)矩齒輪作用力圓周力徑向力軸受力的大小及方向如下圖a所示。水平面：垂直面：水平面彎矩：取所在的截面為b截面：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（7） 繪制扭矩圖所以

20、水平彎矩圖如下圖（c）垂直面彎矩：垂直彎矩圖如下圖（d）合成彎矩圖：彎矩圖如下：由前知道，參考2表12-3 又根據(jù)，由表12-3查得：所以：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（8） 繪制當量彎矩圖（9） 分別計算軸截面a和b處的直徑（10） 確校核軸的疲勞強度扭矩圖如下：對于截面b：對于聯(lián)軸器處的截面a處：當量彎矩圖如下：兩截面雖有鍵槽削弱，但結(jié)構設計所確定的直徑分別達到了42mm、62mm，所以強度足夠。參考2表12-1 b截面的當量彎矩為最大，先校核該截面的疲勞強度。查表12-1得，。分別計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力：設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1） 第一對軸承的選擇和計算參考2表12-4 軸的彎曲等效系數(shù)，。軸

21、的剪切等效系數(shù)，。查表12-4可得鍵槽處的彎曲、扭轉(zhuǎn)有效應力集中系數(shù)為：，參考2表12-7表12-8 查表12-7得到，彎曲、扭剪時軸的絕對尺寸系數(shù)為，。由表12-8得到，軸的表面質(zhì)量系數(shù)。按無限壽命考慮，取壽命系數(shù)；正火處理45號鋼、軸材質(zhì)均勻、載荷與應力計算較精確，取。將上述數(shù)據(jù)代入下列公式得到：因此，軸的b截面具有足夠的疲勞強度、安全。校核a截面的疲勞強度:參考2表12-7 查表12-7得到，扭剪時軸的絕對尺寸系數(shù)，。因此，軸的a截面具有足夠的疲勞強度、安全。四、軸承的設計與校核設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（1） 確定軸承的軸向載荷（2） 計算軸承的當量載荷（3） 計算軸承壽命由上面的計算可以

22、得知軸承的受力情況：因為此對軸承為背對背形式：參考2表14-11 由表14-11查得7208AC型軸承派生軸向力。所以：因為所以軸承被壓緊。故： 參考2表14-10表14-9 由表14-10查得7208AC軸承，而，故；，由表14-9得知，動載荷計算公式：所以得到：參考1表8-158 查表8-158得知7208AC型軸承的基本動載荷為，因為，取計算軸承壽命。因為是球軸承，所以參考2P337 軸承壽命公式：所以：，軸承安全。 設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果2） 第二對軸承的設計和計算（1） 確定軸承的徑向載荷（2） 軸承的選擇（3） 確定軸承的軸向載荷（4） 計算軸承的當量動載荷（5） 計算軸承壽命軸承

23、的選擇是根據(jù)軸的直徑所選的。且由于承受軸向載荷，故選用角接觸球軸承。由上面的計算可以得知軸承的受力情況：根據(jù)軸的直徑所選的。且由于承受軸向載荷，故選用角接觸球軸承。選擇型號為7208AC。因為此對軸承為面對面形式：參考2表14-11 由表14-11查得7208AC型軸承派生軸向力。所以：因為所以軸承被壓緊。故： 參考2表14-10表14-9 由表14-10查得7208AC軸承，而，故；，由表14-9得知，動載荷計算公式：所以得到：參考1表8-158 查表8-158得知7208AC型軸承的基本動載荷為，因為，取計算軸7208AC 設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果3） 第三對軸承的選擇和計算（1） 軸承的選

24、擇（2） 確定軸承的徑向載荷（3） 計算軸承的當量動載荷（4） 計算軸承壽命承壽命。因為是球軸承，所以軸承壽命公式：所以：故軸承安全。根據(jù)軸的直徑所選的。且由于此軸不受軸向載荷，所以選用深溝球軸承，選擇的型號為6011。由上面的計算可以得知軸承的受力情況：所以因為此軸承為深溝球軸承，所以并沒有軸向力，也沒有軸承的軸向派生力，所以所以：參考1表8-185 查表8-155得知6011型軸承的基本動載荷為，因為，取計算軸承壽命。因為是球軸承，所以軸承壽命公式：所以：故軸承安全。6011設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1） 輸入端聯(lián)軸器的選擇（1） 類型選擇（2） 確定聯(lián)接方案2） 輸出端聯(lián)軸器的選擇（1） 類

25、型選擇五、聯(lián)軸器的選擇和校核電動機與I軸之間，考慮到減震效果，選用彈性聯(lián)軸器。電動機軸工作特性：直徑 ，轉(zhuǎn)速輸入軸的工作特性：直徑，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，軸段長參考2表15-1工作機轉(zhuǎn)矩變化小，原動機為電動機聯(lián)軸器工作系數(shù)情況計算轉(zhuǎn)矩參考1表8-179選擇LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器兩端軸孔直徑30mm及38mm公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速主動端聯(lián)接電機軸：Z型軸孔，C型鍵槽，從動端聯(lián)接減速器輸入軸：J型軸孔，C型鍵槽，故聯(lián)軸器為：LX3聯(lián)軸器為了使工作的輸送帶運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，這里也選擇彈性聯(lián)軸器。III軸工作特性：LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器LX3聯(lián)軸器設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2） 確定聯(lián)接方案1） 高速軸輸入端鍵（1） 鍵的選

26、擇（2） 鍵的校核直徑，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，軸段長參考2表15-1工作機轉(zhuǎn)矩變化小，原動機為電動機聯(lián)軸器工作系數(shù)情況計算轉(zhuǎn)矩參考1表8-178選擇LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器兩端軸孔直徑42mm及48mm公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速主動端聯(lián)接減速器輸出軸：Y型軸孔，C型鍵槽，從動端聯(lián)接減速器輸入軸Y型軸孔，C型鍵槽，故聯(lián)軸器為：LX3聯(lián)軸器六、鍵聯(lián)接的選擇和校核參考2P275軸端選用C型普通平鍵材料45鋼鍵槽部位軸段軸徑，軸段長60mm參考1表6-21選擇平鍵尺寸：，鍵槽尺寸：，輪轂材料為鋼，靜載荷。LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器LX3聯(lián)軸器C型普通平鍵材料45鋼設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果2） 中間軸斜齒輪處鍵（1） 鍵的選擇（

27、2） 鍵的校核3） 中間軸直齒輪處的鍵（1） 鍵的選擇許用擠壓應力傳遞轉(zhuǎn)矩鍵的計算長度該鍵符合要求。參考2P275：軸端選用A型普通平鍵材料45鋼鍵槽部位軸段軸徑，軸段長45mm參考1表6-21：選擇平鍵尺寸：，鍵槽尺寸：，輪轂材料為鋼，靜載荷。許用擠壓應力傳遞轉(zhuǎn)矩鍵的計算長度該鍵符合要求參考2P275：軸端選用A型普通平鍵材料45鋼鍵槽部位軸段軸徑，軸段長75mm該鍵符合要求A型普通平鍵材料45鋼該鍵符合要求A型普通平鍵材料45鋼設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2） 鍵的校核4） 低速軸直齒輪處鍵（1） 鍵的選擇（2） 鍵的校核參考1表6-21：選擇平鍵尺寸：，鍵槽尺寸：，輪轂材料為鋼，靜載荷。許用

28、擠壓應力傳遞轉(zhuǎn)矩鍵的計算長度該鍵符合要求參考2P275：軸端選用A型普通平鍵材料45鋼鍵槽部位軸段軸徑，軸段長70mm參考1表6-21：選擇平鍵尺寸：，鍵槽尺寸：，輪轂材料為鋼，靜載荷。許用擠壓應力傳遞轉(zhuǎn)矩鍵的計算長度該鍵符合要求該鍵符合要求A型普通平鍵材料45鋼該鍵符合要求設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果5） 低速軸輸出端鍵（1） 鍵的選擇（2） 鍵的校核1） 箱體的結(jié)構形式2） 箱體的結(jié)構及尺寸（1） 箱座、箱蓋壁厚參考2P275：軸端選用C型普通平鍵材料45鋼鍵槽部位軸段軸徑，軸段長80mm參考1表6-21：選擇平鍵尺寸：，鍵槽尺寸：，輪轂材料為鋼，靜載荷。許用擠壓應力傳遞轉(zhuǎn)矩鍵的計算長度該鍵符合

29、要求七、箱體的設計參考1P74選用剖分式箱體鑄造箱體材料HT200參考1表4-6箱座壁厚箱蓋壁厚要求：箱蓋與箱座壁厚均需大于或等于8mm最終取箱座壁厚箱蓋壁厚取C型普通平鍵材料45鋼該鍵符合要求選用剖分式箱體鑄造箱體材料HT200設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2） 箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度（3） 地腳螺栓直徑及數(shù)目（4） 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑（5） 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑（6） 軸承端蓋螺釘直徑（7） 檢查孔蓋螺釘直徑（8） 螺栓到箱外壁的距離（9） 螺栓至凸緣邊緣距離箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度參考1圖4-47，圖4-48箱座底面結(jié)構采用d型，平凸緣底座，厚度地腳螺栓直徑取取軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：箱蓋箱

30、座聯(lián)接螺栓直徑：螺栓間距：150200mm由于D處在70100mm之間，所以：螺釘數(shù)目：4檢查孔蓋螺釘直徑：對雙級減速器：螺栓直徑M8M12M16141822螺栓間距：150200mm螺釘數(shù)目：4設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（10） 軸承座外徑（11） 軸承旁螺栓聯(lián)接距離（12） 軸承旁凸臺半徑（13） 軸承旁凸臺高度（14） 箱外壁至軸承座端面距離（15） 箱座肋板厚度（16） 大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁間距離（17） 齒輪端面與箱內(nèi)壁距離（18） 鑄造斜度、過渡尺寸、鑄造外圓角、內(nèi)圓角螺栓直徑M8M12M16121620軸承座外徑計算公式：I軸軸承座：II軸軸承座：III軸軸承座：以相鄰兩螺栓不發(fā)生

31、干涉為準，相距太近則改用一個螺栓，一般取軸承旁凸臺半徑：根據(jù)低速軸軸承座外徑和螺栓的扳手空間要求由結(jié)構確定：箱外壁至軸承座端面距離：箱座肋板厚度：所以m取10mm大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁間距離：這里取30mm齒輪端面與箱內(nèi)壁距離：所以只要大于11mm即可。參考1表8-9，表8-10，表8-11，表8-12確定I軸軸承座：II軸軸承座：III軸軸承座：m取10mm取30mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1） 減速器的潤滑（1） 齒輪潤滑方式的選擇（2） 潤滑劑的選擇（3） 裝油量的計算（4） 軸承潤滑方式的選擇2） 減速器的密封（1） 軸伸出處的密封（2） 軸承室內(nèi)側(cè)的密封八、潤滑和密封的選擇參考1P68

32、、P69高速級大齒輪圓周速度低速級大齒輪圓周速度兩者速度均小于12m/s，所以選擇浸油潤滑，由于是二級齒輪傳動，所以選用320工業(yè)封閉齒輪油參考1P69及表8-167選用320工業(yè)封閉齒輪油，L-CKC一等品運動粘度198242，粘度指數(shù)90，閃點200，傾點-8浸油深度可達低速級大齒輪分度圓直徑的1/6，即39.5mm左右，在這種情況下，高速級大齒輪浸油深度33.22mm，大于一個齒高5.625mm。故調(diào)整高速級大齒輪浸油深度為6mm低速級浸油深度為12.28mm油面到箱底距離為62mm參考1P69由于，故采用飛濺潤滑2.69m/s<3m/s，須在箱座結(jié)合面上制出輸油溝，并在箱蓋內(nèi)壁與

33、其接合面處制出倒棱參考1圖4-49輸油溝尺寸：參考1P69油潤滑I軸伸出處圓周速度III軸伸出處圓周速度故兩處均采用氈圈式密封參考1P73采用飛濺潤滑，無需設計封油環(huán)齒輪的圓周速度不太大，且II軸上斜齒輪工作時將把油向箱內(nèi)甩，因此無需在軸承前加擋油環(huán)浸油潤滑320工業(yè)封閉齒輪油高速級大齒輪浸油深度為6mm低速級浸油深度為12.28mm油面到箱底距離為62mm飛濺潤滑氈圈式密封無需設計封油環(huán)無需在軸承前加擋油環(huán)設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1） 軸承蓋和調(diào)整墊片組（1） 軸承端蓋九、傳動裝置的附件及說明參考1表4-7由于軸I和軸II處的軸承相同，所以這兩處的軸承端蓋尺寸也相同軸I與軸II的軸承端蓋尺寸：式中的是軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑，這里取，D是軸承外徑，這里取，這里取，這里取，因為要求，所以這里取、由密封尺寸確定，由結(jié)構確定 b的尺寸由油溝的尺寸來決定，這里取，這里取軸III的軸承端蓋尺寸：式中的是軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑，這里取，D是軸承外徑，這里取，這里取，這里取，因為