兩級斜齒圓柱齒輪減速器機械設計課程設計

1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。兩級斜齒圓柱齒輪減速器機械設計課程設計涂膜抑制花生仁貯藏過程中黃曲霉毒素含量的研究Hefei University課程設計COURSE PROJECT題目： 兩級斜齒圓柱齒輪減速器 系別： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及自動化 學制： 四年 姓名： 學號： 導師： 2015年1月10日2目錄第 1 章機械設計課程設計任務書01.1.設計題目01.3.設計要求01.4.設計說明書的主要內(nèi)容01.5.課程設計日程安排1第 2 章傳動裝置的總體設計22.1.傳動方案擬定22.2.電動機的選擇22.3.計算

2、總傳動比及分配各級的傳動比22.4.運動參數(shù)及動力參數(shù)計算233設計小結(jié)34參考文獻34第 1 章 機械設計課程設計任務書1.1. 設計題目設計用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為±5%。圖 1帶式運輸機1.2. 設計數(shù)據(jù)表 1設計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)25001.103201.3. 設計要求1.減速器裝配圖A0 一張2.零件圖2張3.設計說明書一份約60008000字1.4. 設計說明書的主要內(nèi)容封面 (標題及班級、姓名、學號、指導老

3、師、完成日期)目錄（包括頁次）設計任務書傳動方案的分析與擬定(簡單說明并附傳動簡圖)電動機的選擇計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算傳動零件的設計計算軸的設計計算滾動軸承的選擇和計算鍵聯(lián)接選擇和計算聯(lián)軸器的選擇設計小結(jié)(體會、優(yōu)缺點、改進意見)參考文獻1.5. 課程設計日程安排表 2課程設計日程安排表1)準備階段12月14日12月14日1天2)傳動裝置總體設計階段12月15日12月15日1天3)傳動裝置設計計算階段12月16日12月18日3天4)減速器裝配圖設計階段12月21日12月25日5天5)零件工作圖繪制階段12月28日12月29日2天6)設計計算說明書編寫階段12月30日12月30

4、日1天7)設計總結(jié)和答辯12月31日1天37第 2 章 傳動裝置的總體設計2.1. 傳動方案擬定2.2. 電動機的選擇2.3. 計算總傳動比及分配各級的傳動比2.4. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定 帶拉力：F=25000N 帶速度：v=1.10m/s 滾筒直徑：D=320mm 運輸帶的效率:要求連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn),齒輪使用壽命為5年，二班工作制。二、電動機選擇（1） 選擇電動機類型： 選用Y系列三相異步電動機（2） 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率：Pw=傳動裝置的總效率： ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），滾動軸承（角接觸球軸承4對

5、），聯(lián)軸器（彈性柱銷聯(lián)軸器），運輸帶的效率。查課程設計表2-3，取：1=0.96 , 2=0.97 , 3= 0.99 , 4= 0.99 , 5=0.96所以： =0.95× 0.972× 0.984×0.99×0.97=0.79電動機所需功率：Pd=查課程設計表12-1取電動機的額定功率P=4kW（3） 確定電動機轉(zhuǎn)速因為v帶的 傳動比=2-3，取=2二級圓柱齒輪減速器傳動比故總傳動比i=16-120,那么電動機轉(zhuǎn)速范圍為又工作機轉(zhuǎn)速故，有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min 4種類型，這里選用Y132M-6,

6、具體數(shù)據(jù)如下：方案電動機型號電動機額定功率同步轉(zhuǎn)速1Y112M-4415002Y112M-243000滿載轉(zhuǎn)速總傳動比iV帶轉(zhuǎn)速傳動比減速器傳動比144021.93210.97289044.02222.01（注：表中傳動比按照下面?zhèn)鲃颖确峙涞挠嬎惴椒ǘ茫┚C合考慮v帶傳動，減速器和總傳動比，可見方案1最佳。即選用型號為Y112M-4的電動機，查表知電動機的機座中心高為132mm，外伸軸徑為38mm，外伸軸長為80mm。三傳動比的分配Y112M-4: i=10.97,查表取V帶傳動比 減速器傳動比為（減速器高速傳動比，減速器低速傳動比）四傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1.各軸轉(zhuǎn)速的計算 2. 各軸

7、輸入功率計算：3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩:各軸的運動和動力參數(shù)如下表所示輸入轉(zhuǎn)矩n*mm輸出轉(zhuǎn)矩n*mm傳動比傳動效率26527.783.90.9650933.3450424.014.80.95184395.55182551.593.390.95513517.641.00.97503298.64 四、傳動零件的設計計算注：本計算示例采用哈工大編機械設計（第三版）講述的計算方法，有關設計計算公式，圖表數(shù)據(jù)引自此書。1. 普通V帶傳動的設計計算 確定計算功率P=4KW,由表7.6查得工作情況系數(shù)KA 1.1則:PcKA P1.1×44.4KW 根據(jù)計算功率Pc與小帶輪的轉(zhuǎn)速nm，查引用教材7.11

8、圖得，選擇A型V帶。 確定帶輪的基準直徑取小帶輪直徑 dd1100mm ，大帶輪的直徑 dd2dd12×100=200mm,查引用教材7.3表的dd2200mm其傳動比誤差故可用。 驗證帶速 V m/s在之間。故帶的速度合適。確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)，取a0=400mmV帶的基準長度： L0=2a0+=1277.48mm查表7.2，選取帶的基準直徑長度Ld=1400mm 實際中心 a=a0+=400+=461.26mm 驗算主動輪的最小包角1=180o=180o=167.58o120 o故主動輪上的包角合

9、適。 計算V帶的根數(shù)z 查表7.3查取單根V帶能傳遞的功率為P0=1.31kw由公式7.19計算功率增量查表7.4得查表7.5得故查表7.8，得=0.98，查表7.2，得=0.96故, 所以取 z=4 根。 計算V帶的合適初拉力查表7-1，取m=0.17kg/m,得 : F0=N 計算作用在軸上的載荷 NV帶的主要參數(shù)歸于表中五、帶輪的結(jié)構(gòu)設計 : （單位）mm帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距99輪緣厚66帶輪寬度=63=63帶輪結(jié)構(gòu)實心式腹板式 六齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料

10、，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用45鋼，采用軟齒面，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 236HBW 高速級大齒輪選用45鋼，采用軟齒面，正火處理，齒面硬度為大齒輪190HBW 齒輪精度按GB/T100951998，選擇8級初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:（1） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N/mm（2） 設計時，因v值未知，不能確定，故可初選，這里初選 （3） 由表8.6取齒寬系數(shù)（4） 由表8.5查得彈性系數(shù)（5） 初選，由圖8-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，（6） 齒數(shù)比（7） 初選，則，取

11、 由公式8.2得端面重合度 由公式8.得軸面重合度 由圖8.15得重合度系數(shù)（8） 由圖8.24查得螺旋角系數(shù)（9） 許用接觸應力由公式8.26 =算得。 由圖8.28（e）、)（a）取接觸疲勞極限應力 ，小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為 由圖8.29查得壽命系數(shù)由表8.7取安全系數(shù)故 = = 故取許用接觸應力 初算小齒輪1分度圓直徑，得 =47.83 mm3.確定尺寸（1） 計算載荷系數(shù)由表8.3查得使用系數(shù)。因 m/s由圖8.7查得動載系數(shù)由圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)由表8.4查得齒間載荷分布系數(shù) 故載荷系數(shù) (2) 對進行修正因K與有較大差異，故需對按值計算出的進行修正，即 m

12、m （3） 確定模數(shù) （按表8.1，取） （4） 計算中心距 中心距 mm圓整為mm,則螺旋角 所以 由mm,取mm又，取mm4 校核齒根彎曲疲勞強度式內(nèi)各參數(shù)：（1） K,T, ，同前（2） 齒寬b= b2=60mm（3） 齒形系數(shù) 確定齒數(shù)和應力修正系數(shù) 計算當量齒數(shù)   由圖8.19查得   齒形系數(shù)  應力校正系數(shù)（4） 由圖8.21查得 重合度系數(shù)（5） 由圖8.26查得 螺旋角系數(shù)（6） 許用彎曲應力可由公式8.29算得由圖8.28（f）查得彎曲疲勞極限應力 由圖8.30查得壽命系數(shù) 安全系數(shù)由表查得S1.25故

13、 滿足齒根彎曲疲勞強度 齒輪2（二）低速級齒輪傳動的設計計算1.齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用45鋼，采用軟齒面，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 236HBW 高速級大齒輪選用45鋼，采用軟齒面，正火處理，齒面硬度為大齒輪190HBW 齒輪精度按GB/T100951998，選擇8級初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:（10） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N/mm（11） 設計時，因v值未知，不能確定，故可初選，這里初選 （12） 由表8.6取齒寬系數(shù)（13） 由表8.5查得彈性系數(shù)

14、（14） 初選，由圖8-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，（15） 齒數(shù)比（16） 初選，則，取 由公式8.2得端面重合度 由公式8.得軸面重合度 由圖8.15得重合度系數(shù)（17） 由圖8.24查得螺旋角系數(shù)（18） 許用接觸應力由公式8.26 =算得。 由圖8.28（e）、)（a）取接觸疲勞極限應力 ，小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為 由圖8.29查得壽命系數(shù)由表8.7取安全系數(shù)故 = = 故取許用接觸應力 初算小齒輪3分度圓直徑，得 =72.28 mm3.確定尺寸（1）計算載荷系數(shù)由表8.3查得使用系數(shù)。因 m/s由圖8.7查得動載系數(shù)由圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)由表8.4查得齒間載荷分布

15、系數(shù) 故載荷系數(shù) (2) 對進行修正因K與有較大差異，故需對按值計算出的進行修正，即 mm （3） 確定模數(shù) （按表8.1，?。?（4） 計算中心距 中心距 mm圓整為mm,則螺旋角 所以 由mm,取mm又，取mm4 校核齒根彎曲疲勞強度式內(nèi)各參數(shù)：（7） K,T, ，同前（8） 齒寬mm（9） 齒形系數(shù) 確定齒數(shù)和應力修正系數(shù) 計算當量齒數(shù)   由圖8.19查得   齒形系數(shù)  應力校正系數(shù)（10） 由圖8.21查得重合度系數(shù)（11） 由圖8.26查得 螺旋角系數(shù)（12） 許用彎曲應力可由公式8.29算得由圖8.28（f）查得彎曲疲勞極限應力

16、 由圖8.30查得壽命系數(shù) 安全系數(shù)由表查得S1.25故 滿足齒根彎曲疲勞強度 齒輪3 齒輪4第一級齒輪:齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下： 名稱代號計算公式結(jié)果小齒輪大齒輪中心距 130mm傳動比3.77法面模數(shù)設計和校核得出2.5法面壓力角螺旋角一般為 13.795齒數(shù)Z Z=i×Z2180分度圓直徑54.06mm205.94mm齒根圓直徑47.81mm199.69mm齒頂圓直徑 59.06mm210.94mm齒輪寬bb1= b2+(5-10)mm67mm60mm第二級齒輪:名稱代號計算公式結(jié)果小齒輪大齒輪中心距 169mm傳動比2.9法面模數(shù)設計和校核得出3法面壓力角螺旋

17、角一般為 齒數(shù)Z Z4=i×Z32882分度圓直徑86.04 mm251.96 mm齒頂圓直徑92.04 mm257.96 mm齒根圓直徑 df78.54mm244.46 mm齒輪寬bb3= b4+(5-10)mm102mm95mm七、軸的設計計算（一）、中間軸的設計與計算1. 已知條件： 中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑分別為，齒間寬度分別為，。2. 選擇軸的材料： 因傳遞功率不大，且對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選取45鋼，調(diào)制處理。3. 初算軸徑：對于轉(zhuǎn)軸，按按扭矩強度初算軸徑，查表10.2得,考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，故取則由于鍵槽的影響，取4. 結(jié)構(gòu)設計： （1）軸承部件的

18、結(jié)構(gòu)的設計 軸不長，故采用兩端固定的方式，然后按軸上零件的安裝順序，從處開始設計。 （2）軸承的選擇與軸段1及軸段5的設計 改軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]軸承有軸向力的存在，選用角接觸球軸承。軸段1、5上安裝軸承，其直徑應便于軸承的安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列，取軸承6307c，由表11-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度定位軸肩直徑，外徑定位直徑，故 通常一根軸上的軸承應該選用同一種型號的，則 （3）軸段2和軸段4的設計 軸段2上安裝齒輪3，軸段4上安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定。齒輪2的輪轂寬度范圍為取輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右端采用套

19、筒固定。由于齒輪3的直徑較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，其右端采用軸肩固定，左端采用套筒固定。為使套筒斷面能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段2和軸段4的長度應比相應的齒輪輪轂長度略短，故取。（4） 軸段3該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位。其軸肩寬度范圍為 取 ，故。齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取，齒輪2與齒輪3的距離初定為，則箱體內(nèi)壁之間的距離為，取。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁之間的距離為，則軸段3的長度為。（5） 軸段1及軸段5的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)斷面距箱體的距離取為，中間軸

20、上的兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段1的長度為軸段5的長度為5. 鍵連接 采用A型普通平鍵連接，查表4-1得 軸段2處的為 軸段4處的為 中間軸（2） 高速軸的設計與計算1.已知條件： 中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑為，齒間寬度為。2.選擇軸的材料： 因傳遞功率不大，且對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選取45鋼，調(diào)制處理。3.初算軸徑：對于轉(zhuǎn)軸，按按扭矩強度初算軸徑，查表10.2得,考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取則由于鍵槽的影響，取4.結(jié)構(gòu)設計： （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)的設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的集體采用部分式結(jié)構(gòu)。該減速器發(fā)熱小，軸不長，故采用兩端固定的方式，然后按

21、軸上零件的安裝順序，從處開始設計。 （2）軸段1 軸段1上安裝帶輪，此軸段的設計應與帶輪輪轂的設計同步進行。初定軸徑1的軸徑為，查表8-14電動機軸徑，帶輪輪轂的寬度為取，軸段1的長度略小于轂孔的長度，取。 （3）密封圈與軸段2在確定軸段2的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩固定，軸肩高度。軸段2的軸徑為，取。 （4）軸承與軸段3及軸段7 考慮軸承油軸向力的存在，故選用角接觸球軸承。軸段3上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)經(jīng)系列。取軸承6307c，由表6-1的軸承內(nèi)經(jīng)，外徑，寬度，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位內(nèi)經(jīng)，在軸向上力作用點與外圈大斷面的距離。故取軸段3的直徑。軸承采用脂潤

22、滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁，擋油環(huán)軸孔寬度初定為，則。通常同一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故，。（5） 齒輪與軸段5該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定，則由表4-1可知該處鍵的截面尺寸為，輪轂鍵槽深度為，則該處齒輪上齒根圓轂孔鍵槽頂部的距離為，故該軸設計成齒輪軸，則有， （6）軸段4和軸段6的設計 該軸段的直徑課略大于軸承定位軸肩的直徑，則，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段6的長度，軸段4的長度為 （7）軸段2的長度 該軸段上的長度除了與軸上的零件有

23、關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，由表4-1可知， 下箱座壁厚取，取軸承旁連接螺栓為M14，則，箱體軸承座寬度為，取?？扇∠潴w凸緣螺栓為M8，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，由表8-30得軸承端蓋凸緣厚度，取端蓋與軸承間調(diào)整墊片厚度為，端蓋連接螺釘查表8-29采用螺釘GB/T 5781 M8*25；為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣斷面距軸承端蓋表面距離，帶輪采用腹板式，螺釘?shù)难b拆空間足夠。則。 高速軸（3） 低速軸的設計與計算1、 已知條件低速軸傳遞的功率P=3.54KW，轉(zhuǎn)速n=65.86r/min,齒輪4分度圓直徑，齒輪寬度。2、

24、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3、 初算軸徑查9-8表得C=106-118，考慮到軸段只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值C=110，則，軸與聯(lián)軸器連接，還有齒輪，有兩個鍵槽，軸頸增大5%，則軸段最細處直徑。4、 結(jié)構(gòu)設計（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處設計。（2） 聯(lián)軸器及軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設計與聯(lián)軸器的選擇同步進行為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取，查表838選Lx3型聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為1250

25、N.m,許用轉(zhuǎn)速4700r/min,軸孔范圍3048mm，考慮d>43.59mm,聯(lián)軸器孔直徑為48mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，軸段1直徑長度略小于轂孔寬度，取。（3） 密封圈與軸段2 聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度，（4) 軸承與軸段3及軸段6的設計 軸段3和6上安裝軸承，暫選軸承7211C，查表11-9得，軸承的內(nèi)徑d=60mm，外徑D=110mm，寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑外徑軸上定位端面圓角半徑最大為對軸的力作用點與外圈大端面的距離為故擋油環(huán)寬度初定位，故。（5) 齒輪與軸段5 ，初定齒輪4輪轂寬度范圍為小齒輪寬度。（6) 軸段4 定位軸肩的高度為取h=5mm，

26、則，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為，則（7) 軸段2與軸段6的長度 軸承端蓋連接螺栓為螺栓GB/T5781 M8x25，聯(lián)軸器輪轂端面與外端面的距離為，則，。（8）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點與軸承大端面的距離mm軸的支點及受力點的距離為，。5、 鍵連接均采用A型普通平鍵連接、查表8-31得其型號分別為鍵14x9x70GB/T1096和18x11x80GB/T1096。6、 軸的受力分析（1） 軸的受力簡圖（2） 計算支承反力在水平面上：在垂直平面上：（3） 分析彎矩在水平面上，a-a剖面左側(cè)為a-a面右側(cè)為在垂直平面上，a-a剖面上為合成彎矩，aa剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為轉(zhuǎn)矩為7、 校

27、核軸的強度aa剖面右側(cè)為危險截面：故滿足強度要求。8、 校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處的鍵：齒輪4連接處的鍵：鍵的強度滿足要求。9、 計算軸承壽命（1） 計算軸承的軸向力選的是7212C軸承，C=58200N，C=46200N軸承1,2內(nèi)部的軸向力分別為：內(nèi)部的軸向力A=949.53N則兩軸承的軸向力分別為：(2) 計算當量載荷軸承1：則軸承1的當量載荷為軸承2：故X=0.44，Y=1.35故軸承2的當量載荷為（3） 校核軸承壽命由軸承壽命滿足要求。 低速軸八、鍵聯(lián)接的選擇及低速軸鍵的校核計算1. 高速軸與V帶輪用鍵聯(lián)接 選用普通平鍵（A型）按軸徑d=25mm，及帶輪寬B=80mm，查表4-1選擇C

28、87-56（GB/T 1096-2003）強度校核2.中間軸（1）與高速級大齒輪連接選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=37mm及齒輪寬b2=60mm, 查表選鍵A149-50（GB/T 1096-2003）（2）與低速級小齒輪連接選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=37mm及齒輪寬b3=102mm, 查表選鍵A149-90（GB/T 1096-2003）3.低速軸（1）與齒輪用鍵聯(lián)接 選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=62mm及齒輪寬b4=95mm, 查表選鍵A1811-80（GB/T 1096-2003） 強度校核鍵材料選用45號鋼，齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，查表得許用應力鍵得工作長度Lc=L-b=8

29、0-18=62mm , k=h/2=11/2=5.5mm ,擠壓應力： （故安全）（2）與聯(lián)軸器相連 選用普通平鍵（A型）按軸徑=48mm，及查表選擇C149-70（GB/T 1096-2003）強度校核鍵得材料選為45號鋼，彈性柱銷聯(lián)軸器為鋼查表得鍵聯(lián)接得許用應力，鍵得工作長度Lc=L-b=70-14=56mm , k=h/2=9/2=4.5mm ,擠壓應力： （故安全）九、聯(lián)軸器的選擇和計算由前面計算知：選取LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nm?？讖絛=45mm，L=84mm,L1=112mm,許用轉(zhuǎn)速為3870r/min，故適用。標記：十、10. 潤滑密封設計齒輪傳動的圓周速

30、度因為：，所以采用浸油潤滑；由表選用LAN68全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989）,大齒輪浸入油中的深度大約1-2個齒，單不應少于10mm。對軸承的潤滑，因為：，采用脂潤滑，由表選用鈣基潤滑酯LXAAMHA2(GB491-1987)只需要填充軸承空間的1/21/3.并在軸承內(nèi)側(cè)設擋油環(huán)，使油池中的油不能浸入軸承稀釋潤滑酯。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大并勻均布置，保證部分面處的密封性。十一、減速器鑄造箱體的設計: 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了

31、保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內(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30mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為上箱體8mm，底座8mm，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，

32、有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：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，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標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，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式

33、機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(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 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計:名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚88箱蓋壁厚88箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑23.7mm M20地腳螺釘數(shù)目查手冊 4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6） M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）12，至外機壁距離查相關機械課程設計指導書242016，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導

34、書表42016外機壁至軸承座端面距離=+（812）48大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)機壁距離>10機蓋，機座肋厚8 ，8F=25000Nv=1.10m/sD=320mmPw=2.75kw1=0.962=0.973= 0.984= 0.995=0.96=0.79P=3.35kw選用型號為Y132M-6的電動機KA 1.1PC 4.4KW選擇A型V帶0<0.05符合要求。V=7.54<25故速度合適。取a0=400mmLd=1400mm =0.96Z=4m=0.17kg/mF0=120.74NFQ=960.25N高速級小齒輪選用45鋼，采用軟齒面，調(diào)質(zhì)，齒面硬度