機械設(shè)計-A組圓柱齒輪減速機說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目 帶式運輸機傳動裝置淮陰工學院目 錄一 課程設(shè)計任務(wù)書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 65. 設(shè)計V帶和帶輪 76. 齒輪的設(shè)計 7. 軸的設(shè)計 8軸承的設(shè)計 9鍵聯(lián)接設(shè)計 12.聯(lián)軸器的設(shè)計10.減速器的潤滑與密封 11.減速器裝配圖設(shè)計 四 設(shè)計小結(jié) 32五 參考資料 321. 傳動裝置總體設(shè)計方案一、課程設(shè)計任務(wù)書1、課程設(shè)計題目：帶式運輸機傳動裝置（見以下示意圖）2、已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較

2、平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35。2）使用折舊期：8年3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V5）運輸帶速度允許誤差：±5%6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3設(shè)計數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號123 45678運送帶工作拉力F/N15002200230025002600280033004000運輸帶工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直徑D/mm220240300400220350350400數(shù)據(jù)編號91011 1213141516運送帶工作拉力F/N4500480030

3、0030002500250032003200運輸帶工作速度v/(m/s)1.81.251.21.41.21.41.41.2卷筒直徑D/mm400500350400350400400450二、設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第十五組數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F/N 3200 。運輸帶工作速度v/(m/s) 1.4 。 卷筒直徑D/mm 400 。1）外傳動機構(gòu)為V帶傳動。2）減速器為帶-單級圓柱齒輪減速器。3）方案簡圖如上圖4）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能

4、減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是一級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型2）選擇電動機的容量3）確定電動機轉(zhuǎn)速3、計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比(2)分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸的轉(zhuǎn)速2）各軸的輸入功率3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5.設(shè)計V帶和帶輪1).確定計算功率

5、2).選擇V帶類型3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速4).確定V帶的中心距和基準長度5).驗算小帶輪上的包角6).計算帶的根數(shù)7).計算單根V帶的初拉力8).計算壓軸力9).帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.齒輪的設(shè)計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2) 初步設(shè)計齒輪主要尺寸2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V/220。2）選擇電動機的容量由機械設(shè)計手冊可知工作機的有效功率為 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表1-7可知： ： V帶傳動效率 0.96 ：滾動軸承效率 0.99（球軸承） ：齒輪傳

6、動效率 0.98 （7級精度一般齒輪傳動） ：聯(lián)軸器傳動效率 0.99（彈性聯(lián)軸器） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉(zhuǎn)速由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表13-2可知：按照表中推薦的傳動比合理范圍，取v帶傳動的傳動比，單級圓柱齒輪減速器的傳動比,所以總傳動比的合理范圍為 而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min和1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊

7、表12-1選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)質(zhì)量/kgY132M2-65.59602.02.084中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G132515× 345× 315216 ×1781238× 8010×333.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比(1).總傳動比為 (2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉(zhuǎn)速

8、 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 3）.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 II軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用。 軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N·mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比效率I軸5.379603.60.95II軸5.102674.00.97III軸4.956710.98卷筒軸4.85675. 設(shè)計V帶和帶輪電動機輸出功率 ，轉(zhuǎn)速，帶傳動傳動比i=3.6，每天工作16小時。1).確定計算功率由機械設(shè)計表4-6查得工作情況系數(shù)，故2).選擇V帶類型 根據(jù)，由機械設(shè)計圖4.11可知，選用A型帶3

9、).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 =112-140mm(1).初選小帶輪基準直徑 由機械設(shè)計圖4.11和表4.4，選取小帶輪基準直徑，而，其中H為電動機機軸高度，滿足安裝要求。(2).驗算帶速因為，故帶速合適。(3).計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)機械設(shè)計表4.4，選取，則傳動比，從動輪轉(zhuǎn)速 4).確定V帶的中心距和基準長度 (1).由機械設(shè)計式（4.32）得 ，取(2).計算帶所需的基準長度 由機械設(shè)計表4.2選取V帶基準長度(3).計算實際中心距 5).驗算小帶輪上的包角 6).計算帶的根數(shù) (1) 計算單根V帶的額定功率由、和，查機械設(shè)計表4.5得單根A型V帶額定功率分別為1.00kw和1.

10、18kw，用線性插值法求時的額定功率由機械設(shè)計式4.28，查機械設(shè)計表4.7得查機械設(shè)計表4.8得查機械設(shè)計表4.2得根，取6根7).計算單根V帶的初拉力由機械設(shè)計表4.1得A型帶的單位長度質(zhì)量，以及式4.29，所以故取。 8).計算壓軸力由機械設(shè)計式4.30得壓軸力為 9).帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，由單根帶寬為13mm，取帶輪寬為95mm。6. 齒輪的設(shè)計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。由機械設(shè)計表6.1

11、選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為190HBS，二者材料硬度差為30HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，由機械設(shè)計表6.5，2) 初步設(shè)計齒輪主要尺寸 (1) 設(shè)計準則:先按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由機械設(shè)計式6.11即 1> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 . 由機械設(shè)計表6.5，.由機械設(shè)計表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設(shè)計圖6.8按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù).由機械設(shè)計圖6.6

12、取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù) 2>.計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入的值。 .計算圓周速度。 .查機械設(shè)計表6.2得使用系數(shù)，根據(jù)、7級精度查圖6.10得動載系數(shù)查圖6.13得則 由機械設(shè)計式6.14 按標準取計算齒寬。取，.計算齒寬與齒高之比齒高 (3).按齒根彎曲強度校核 彎曲強度的校核公式 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.由機械設(shè)計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設(shè)計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)有 . 查取齒形系數(shù)由機械設(shè)計表6.4查得；

13、. 查取應(yīng)力校正系數(shù)；由機械設(shè)計表6.4查得；. .計算大、小齒輪的并加以比較； 小齒輪的數(shù)值較大，按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度.校核計算 (4).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑為300mm大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按機械設(shè)計圖6.26推薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計，并繪制大齒輪零件圖。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑為75mm較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設(shè)計部分。7.軸的設(shè)計(一).軸的設(shè)計.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪

14、的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，軸徑應(yīng)增大5%-7%故，直徑增大至49.42mm-50.36mm 取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計表10.1，取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位

15、要求，-段右端需制出一軸肩，取故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 2).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，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，取查手冊選取單列角接觸球軸承7012AC，其尺寸為，而。 3).查機械設(shè)計表11.5取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。由機械設(shè)計表11.6軸環(huán)寬度

16、，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的

17、配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計圖11.17，取軸端倒角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于7012AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距，所以，。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截

18、面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2查得因此，故安全。.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為放寬確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中

19、不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設(shè)計附表1.8和附表1.4可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 (2).截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計附表1.6查取。因，經(jīng)差值后可查得 ， 又由機械設(shè)計圖2.8和r=2.0mm和可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由查機械設(shè)計圖2.9 的尺寸系

20、數(shù)；由圖2.10的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由查圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 查手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。 (3).截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由和和配合為查附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由查圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。.繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設(shè)計.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，.求作用在齒輪

21、上的力 因已知高速小齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，軸徑應(yīng)增大5%-7%故直徑增大至32.57mm-33.19mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸，取。.齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，取故取-段的直徑； 2).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，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列角接觸球軸承7008AC，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，

22、齒輪處的軸端-的直徑，。軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定

23、軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計圖11.17，取軸端倒角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距，所以，。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力

24、前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2查得因此，故安全。 (三).滾動軸承的校核軸承的預計壽命 計算輸入軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7008AC，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表6-6得，軸承內(nèi)部的軸向力 (2).因為，且 故， (3). ，查機械設(shè)計表8.1可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由機械設(shè)計表8.7取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，角接觸球軸承，取，由機械設(shè)計表8.7取，表8.8得 故滿足預期壽命。 . 計算輸出軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7012AC，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表6-6得，軸承內(nèi)

25、部的軸向力 (2).因為，且 故， (3). ，查機械設(shè)計表8.1可得 由于，故; ,故 (4). 計算當量載荷、 由機械設(shè)計表8.7取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，角接觸球軸承，取，由機械設(shè)計表8.7取，表8.8得，則 故滿足預期壽命。8. 鍵聯(lián)接設(shè)計 .帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查機械設(shè)計表12.1得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校

26、核其強度：,， 查機械設(shè)計表12.1得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,，查機械設(shè)計表12.1得，因為，故鍵符合強度要求。9.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，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體外加肋板，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。采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度<12m/s，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油

27、高度約為36mm。為保證機蓋與機座連接處密封，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.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5mm。機體外型簡單，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，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M8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(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈

28、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 定位銷：為保證剖分式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.F 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.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8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M18地腳螺釘數(shù)目機械設(shè)計課程設(shè)計手冊圖19-104軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=M12軸承端蓋螺釘直徑=M10M8視孔蓋螺釘直徑=M8定位銷直徑=10，至外機壁距離查機械設(shè)計課程設(shè)計指導書表11-2242018，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導書表11-22216外機壁至軸承座端面距離=+（510）48大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.210齒輪