雙級圓柱齒輪展開式減速器課程設計

1、 學校機械設計課程設計說明書專業(yè)：機械制造及自動化課程：機械設計基礎題目：雙級圓柱齒輪展開式減速器姓名：趙大露學號：090114408班級：機制094導師：徐起賀現在機械設計教研室編制目 錄課程設計書 一 傳動方案的擬定及說明 二 電動機的選擇 三 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比四 計算傳動裝置的運動和動力參數五 鏈的設計六 高速級傳動齒輪設計 七 低速級傳動齒輪設計 八 高速軸的結構設計 九 中間軸的設計 十 低速軸的設計 十一 低速軸的校核計算 十二 軸承壽命的校核十三 鍵聯接的選擇與強度校核 十四 減速器附件的選擇十五 潤滑方法和密封形式 十六 減速器箱體設計 十七 設計小結 十八

2、參考文獻 一.選擇電動機 1.選擇電動機 （1）電動機類型 （2）選擇電動機容量（3）確定電動機轉速按已知工作要求和條件選用Y型系列籠型三相異步電動機全封閉自扇冷式結構，電壓為380V工作機輸出功率:Pwo=FV/1000=2.86KW從電動機到工作機輸送帶間總效率：=14223451聯軸器傳動效率 2軸承的傳動效率3齒輪傳動效率 4鼓輪傳動效率5鏈的傳動效率查機械設計課程設計表2-3 取1=0.99 2=0.983=0.97 4=0.96 5=0.96則 =0.99×0.984×0.972×0.96×0.96=0.792 故電動機輸出功率Pd=3.61

3、KW按表2-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器i=840,鏈傳動比i=25,而鼓輪轉速nw=r/min=64r/min所以電動機轉速可選范圍為（25）×（840）×64r/min=(102412800)r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及價格，為使裝置緊湊，決定用同步轉速為1500r/min的電動機，其型號為Y112M-4，額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min經查表電動機外伸軸徑為32mm，外伸長度為80mmPwo=2.86KW1=0.992=0.983=0.974=0.965=0.96=3.61KWPd=3.61KWnw=64r/minY11

4、2M-4型電動機 nm=1440r/min二計算傳動裝置總傳動比并分配(1) 計算總傳動比i(2)分配傳動比i= nm/ nw=1440/65=22.5取鏈傳動比i=2 則i=i1i2=11.25 取i1=1.4i2 則i1=3.97 i=22.5i=2i1=3.97i2=2.83三. 計算傳動裝置的運動和動力參數(1) 計算各軸轉速(2)各軸的輸入功率(3)各軸的輸入轉矩高速軸n1=1440r/min中間軸n2=1440/ i1=1440/3.97r/min=362.7r/min低速軸n3= n2/ i2=362.7/2.83=128r/min鼓輪軸n輪= n3=64r/minP1=Pd1=

5、3.61×0.99=3.57KW P2= Pd23=3.57KW×0.98×0.97=3.4KWP3 =P223=3.4KW×0.98×0.97=3.23KWP輪 =P325=3.23 KW ×0.98×0.96=3.04KWT0=9550T1=T2=9550T3=9550T輪=9550n1=1440r/minn2=362.7r/minn3=128r/minn輪=64r/minP1= 3.57KW P2=3.4KWP3 =3.23KWP輪=3.04KWT0=T1=T2=89.52T3=240.9將計算結果匯總于表【1】中，以

6、備查用：軸名功率P/KW轉矩T（）轉速n(r/min)傳動比效率電動軸3.6123.94144010.99高速軸13.5723.6814403.970.95中間軸23.4089.52362.72.830.95低速軸33.23240.9912820.94鼓輪軸3.04453.6364鏈的設計1.鏈輪齒數根據以上所定的i=2，查表9-6，取z1=27，z2=iz1=2×27=54,z1=27z2=542.鏈輪轉速n1=128r/minn1=64r/minn1=128r/minn1=64r/min3.設計功率由表9-7查得KA=1.0；由表9-8查得KZ=0.684，由式(9-4)得Pd=

7、KAKZP=1.0×0.684×3.04=2.08KWPd=2.08KW4選用鏈條由Pd=2.08KW和n1=128r/min，由圖9-10選得鏈號為12A，且坐標點落在功率曲線頂點左側，工作能力強選12A滾子鏈5.驗算鏈速查表9-1得12A鏈條節(jié)距p=19.05mm，由式(9-1)得v=中速傳動p=19.05mmv=1.1m/s6.初算中心距a0初定中心距a0=(3050)p，取a0=40p7.確定鏈節(jié)數LP由(9-5)式，初算Lpo=.96節(jié)對Lpo圓整成偶數，取Lp=120節(jié)Lp=120節(jié)8.理論中心距a由表9-9查Ka:，用線性插值法求得Ka=0.248528，由式

8、(9-7)可得a=2Lp-(z1+z2) Kap=2×120-(27+54)×0.248528×19.05=752.78>500,滿足設計要求a=752.789.實際中心距aa=a-,常取為(0.2%0.4%)a,取=0.3%a，則a%×752.78)mm=750.52mma=750.52mm10.作用在軸上的力FQ由式(9-9)得FQ1000×(1.21.3)P/v=1000×(1.21.3)×2.08/1.1=(22692458)NFQ=(22692458)N11.潤滑方式查表9-13，p=19.05mm，鏈速v=

9、1.1m/s，選用人工定期潤滑人工定期潤滑鏈條標記12A-1×120GB/T 1243-2006六.高速級齒輪設計1.選擇齒輪材料及精度等級 (1)選齒輪材料 (2)選精度等級由于此對齒輪傳動功率不大，故大、小齒輪均用軟齒面。小齒輪：45鋼調質，硬度為217255HBW,平均取230HBW; 大齒輪：45鋼正火，硬度為169217HBW,平均取190HBW因為是普通減速器，故由表10-4查得選擇8級精度，Ra3.26.3µm小齒輪：45鋼調質 大齒輪：45鋼正火初選8級精度2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）轉矩T1（2）初選載荷系數（3）齒數Z1、Z2(4)齒寬系數 d(5)

10、齒數比µ（6）許用接觸應力H因為是軟齒面齒輪傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計。由式（10-16）得，小齒輪分度圓直徑：T1=2.3684N·m查表10-5取K=1.2取小齒輪齒數Z1=24，則大齒輪Z2=i1 Z1=3.9724=95軸承相對于齒輪非對稱布置，且為軟齒面，由表10-8，取d=0.6減速傳動，µ=i=95/24=3.96由圖10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0應力接觸循環(huán)次數：×15=由圖10-3差得接觸疲勞壽命系數：T1=2.3684N·mK=1.2Z1=24Z1=95d=0.6&

11、#181;=3.96Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=(7)彈性系數ZE設計d1許用接觸應力： H1 H2=由表10-6查得 =55.85mmH1=501.6MPaH2=351MPa3計算齒輪幾何尺寸（1）初選螺旋角（2）確定模數mn (3)確定中心距 (4)確定螺旋角（5）計算分度圓d1、d2(6)計算齒寬b1、b2(7)計算齒頂圓直徑da、齒根圓直徑df(8)計算齒輪圓周速度初選=15ºmn=2.25mm查表取mn=2.5mma= 圓整為a=155mmb=d d1=0.6×62.5=37.5mm 圓整后取b2=40mm b1= b2+5m

12、m=45mm小齒輪:da1=d1+2han× mn=62.5+2×2.5=67.5mm df1=d1-2hf=62.5-2×1.25×2.5=56.25mm大齒輪：da2=d2+2han× mn=247.5+5=252.5mm df2= d2-2hf=247.5-2×1.25×2.5=241.25mm由表10-4可知，選用8級精度較為合適mn=2.5mma=155mmd1=62.5mmd2=247.5mmb1=45mmb2=40mmda1=67.5mmdf1=56.25mmda2=252.5mmdf2=241.25mmv=4

13、.71m/s4.校核彎曲疲勞強度(1)計算當量齒數(2)齒形系數和應力修正系數(3)許用彎曲應力F(4)校核彎曲疲勞強度由表10-7插值得，Y=2.532，Y=2.168 Y=1.621，Y=1.802由圖10-2查得，Flim1=220MPa, Flim2160MPa查表10-3得，SF=1.3由圖10-4查得彎曲疲勞壽命系數Y=0.87，Y=0.89許用彎曲應力為：經校核滿足齒根彎曲疲勞強度要求ZV1=29.91ZV2=115.56Y=2.532Y=1.621Y=2.168Y=1.802Flim1=220MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.87Y=0.89294.46MPa24

14、1.33MPa5.齒輪的結構設計當齒頂圓直徑da=150500mm時，為減輕質量而采用腹板式結構，腹板上加孔為便于吊運高速級的大齒輪分度圓直徑在此范圍內，故高速級齒輪的大齒輪結構用腹板式結構。七.低速級齒輪設計1.選擇齒輪材料、精度等級及齒數和螺旋角由于此對齒輪傳動功率不大，故大、小齒輪均用軟齒面。小齒輪：45鋼調質，硬度為217255HBW,平均取230HBW; 大齒輪：45鋼正火，硬度為169217HBW,平均取190HBW因為是普通減速器，故由表10-4查得選擇8級精度，Ra3.26.3µm選小齒輪齒數Z1=24，則大齒輪Z2=i1 Z1=2.8324=68初選螺旋角=15。小

15、齒輪：45鋼調質大齒輪：45鋼正火選擇8級精度Z1=24Z2=68初選=15。2.按齒面接觸疲勞強度設計(1).確定公式中各參數值小齒輪轉矩T1初選載荷系數齒寬系數 d齒數比µ彈性系數ZE許用接觸應力H(2)計算小齒輪分度圓直徑(3)計算齒輪幾何尺寸確定模數mn確定中心距a確定螺旋角計算分度圓d1、d2計算齒寬b1、b2計算大、小齒輪的da、df計算齒輪圓周速度v4.校核彎曲疲勞強度(1)計算當量齒數(2)齒形系數和應力修正系數(3)許用彎曲應力F(4)校核彎曲疲勞強度(5)齒輪結構設計因為是軟齒面齒輪傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計。由式（10-16）得，設計小齒輪分度圓直徑：由上面

16、計算知T1=89520N·mm查表10-5取K=1.2軸承相對于齒輪非對稱布置，且為軟齒面由表10-8，取d=0.8因為是減速傳動，所以µ=i=2.83由表10-6查得由圖10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0應力接觸循環(huán)次數：×15=由圖10-3差得接觸疲勞壽命系數： 許用接觸應力：H1=H2= =79.95mmmn=查表，取mn=4mma=圓整為a=190mmd1=d2=b=d d1=0.8×99.1mm=79.28mm 經圓整取b2=80mm,則b1=80+5=85mm小齒輪：da1=d1+2han&

17、#215; mn=99.1+2×4=107.1mm df1=d1-2hf=99.1-2×1.25×4=89.1mm大齒輪：da2=d2+2han× mn=280.9+2×4=288.9mmdf2= d2-2hf=280.9-2×1.25×4=270.9mm由表10-4可知，選用9級精度即可滿足要求由表10-7插值得，Y=2.626，Y=2.24 Y=1.588，Y=1.75由圖10-2查得，Flim1=220MPa, Flim2160MPa查表10-3得，SF=1.3由圖10-4查得彎曲疲勞壽命系數Y=0.89，Y=0.91

18、許用彎曲應力為：經校核滿足齒根彎曲疲勞強度要求當齒頂圓直徑da=150500mm時，為減輕質量而采用腹板式結構，腹板上加孔為便于吊運。 綜上設計計算知，低速級的大齒輪分度圓直徑在此范圍內，低速級齒輪的大齒輪結構用腹板式結構。T1=89520N·mmK=1.2d=0.8µ=2.83Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=N2=H1=513MPaH1=358.8MPamn=4mma=190mm=d1=99.1mmd2=280.9mmb1=85mmb2=80mmda1=107.1mmdf1=89.1mmda2=288.9mmdf2=270.9mmv=1.

19、88m/s選9級精度等級ZV1=24.8ZV2=70.2Y=2.626Y=1.588Y=2.24Y=1.75Flim1=220MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.89Y=0.91301.2MPa308MPa 八、高速軸的設計1.選擇軸的材料，確定許用應力選擇軸的材料為45鋼。由表14-1查得1b=59MPa1b =59MPa2.初步算軸的最小直徑，選取聯軸器安裝聯軸器處軸的直徑為最小直徑。根據表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=A=（107118）mm=14.4815.97mm考慮到軸上有鍵槽削弱，軸徑須加大3%5%，取為14.9116.77mm，但該軸外伸通

20、過聯軸器與電動機軸聯結，因電動機軸徑為32mm，外伸距離為80mm,同時選取聯軸器:按扭矩T=23680Nmm,查手冊得選用LX3彈性柱銷聯軸器，半聯軸器孔徑為d=32mm,半聯軸器長度為60mm。故取d1=32mm3.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3).軸上零件的周向固定 軸上的大部分零件，包括齒輪、套筒、左端蓋和軸承端蓋及聯軸器依次由左端裝配，僅右端軸承和軸承端蓋由右端裝配 軸的各段直徑和長度： 裝聯軸器段：由確定的d1=32mm，查手冊LX3型彈性柱銷聯軸器與軸配合部分長度的長度L1=60mm,為保證軸端擋圈壓緊聯軸器，l1應比L

21、1略小，取l1=58mm裝左軸承端蓋段：聯軸器右端用軸肩定位，故取d2=36mm定位軸肩h=(0.070.1)d1； l2的寬度由軸承端蓋寬度及其固定螺釘的裝拆空間要求決定，取軸承端蓋至聯軸器左端端面長度為，可取端蓋的寬度為30mm,則l2=(10+30)mm=40mm 裝左軸承段：此軸徑由滾動軸承的內圈孔來決定。根據斜齒輪有軸向力及d2=36mm,選角接觸球軸承7308C，其尺寸為d*D*B=40mm*90mm*23mm,故取d3=40mm,軸段3的長度由滾動軸承寬度B決定，取l3=23mm軸未配合段：為保證左軸承右端面的定位，其右端面由軸肩固定，軸肩高度h=(0.070.1)d2,取h=3

22、mm,則d4= d3+2h=46mm。根據中間軸小齒輪寬度B=85mm，綜合考慮l4=100mm裝齒輪段：考慮齒輪與軸一體制造，則d5=da1=67.5mm,l5等于小齒輪的齒寬45mm 定位右軸承段：右軸承的左端面用軸肩定位，該段與段徑向尺寸協調，故取d6=46mm,l5可取15mm 按右軸承段：因選用7308C型號軸承，則d7=40mm,l7=B=23mm聯軸器與軸的周向固定均采用平鍵連結，配合為H7/k6,滾動軸承與軸的配合為H7/k6（軸肩處得圓角如圖所示，軸端倒角取）根據以上各軸段直徑和長度繪制軸的結構圖，如圖A-1。如下圖：d1=32mml1=58mmd2=36mml2=40mmd

23、3=40mml3=23mmd4=46mml4=100mmd5=67.5mml5=45d6=46mml6=15mmd7=40mm,l7=23mm九、中間軸的設計1.選擇軸的材料，確定許用應力選擇軸的材料為45鋼。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算軸的最小直徑3軸的結構設計(1)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(2) 軸上零件的周向固定安裝軸承處得軸徑為軸的最小直徑，根據表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=A=（107118）mm=22.5624.88mm右端軸承段：該段軸徑應與軸承內徑一致，由上面已算的最小直徑選取角接觸球軸承7305C, 尺寸

24、為d×D×B=25mm×62mm×17mm。故此段軸徑d1=25mm.為防止軸承端面與箱體內壁干涉，取軸承內側與箱體內壁距離s=5mm;為防止齒輪與箱體內壁干涉，取該齒輪與箱體內壁的距離a=15mm;取齒輪輪轂與其裝配段的長度差為2mm。則該段的長度l1=B+s+a+2=(17+5+10+2)mm=39mm。此外，可選取右端軸承端蓋的寬度為30mm高速級大齒輪段：為使齒輪裝拆方便，設置過渡軸肩，過渡軸肩的高度h=(0.070.1)d1,取h=2.5mm,則d2=d1+2h=(25+5)mm=30mm,為保證套筒緊靠齒輪端面使齒輪軸向固定，l2應略小于齒輪

25、寬度，取l2=(40-2)mm=38mm軸肩段：大齒輪左端用軸肩定位，軸肩推薦高度h=(0.070.1)d=(0.070.1)×30mm=2.13mm,取h=3mm,則d3=d2+2h=36mm 為防止兩齒輪發(fā)生干涉，可取軸肩長度可取l3=15mm低速級小齒輪段：由于該段齒輪可與軸一體制造，則d4=da1=107.1mm,長度l4=b1=85mm軸肩段：可考慮該段與段關于小齒輪對稱，故取軸徑d5=36mm,長度l5=20mm采用過渡圓錐的方式定位軸承右端面，可取圓錐的長度為l6=5mm左端軸承段：軸左端與7305C軸承配合，故該段軸徑d6=25mm，該段的長度l6=B=17mm滾動軸

26、承與軸的配合為H7/k6（軸肩處得圓角如圖所示，軸端倒角?。└鶕陨细鬏S段直徑和長度繪制軸的結構圖，如圖A-1d1=25mml1=29mmd2=30mml2=38mmd3=36mml3=15mmd4=107.1mml4=85mmd5=36mml5=25mml6=22mmd7=25mml7=17mm十、低速軸的設計1.選擇軸的材料，確定許用應力選擇軸的材料為45鋼。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算軸的最小直徑安裝鏈輪處得軸徑為軸的最小直徑，根據表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=A=（107118）mm=31.3834.61mm，考慮該段軸上有鍵槽削

27、弱，故將軸徑增大，即32.3236.34mm,圓整取該段軸徑d1=40mm3軸的結構設計(1)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度鏈輪段軸徑：由上面知該段軸徑d1=40mm，綜合考慮，可取該段長度l1=60mm,定位鏈輪段：鏈輪左端由軸肩定位取該段軸肩高度h=2.5mm，則該段軸徑d2=40+2h=45mm,為方便軸承端蓋固定螺釘的裝拆級軸承潤滑劑的加注，取該段長度l2=60mm安裝右軸承段：此段軸徑與軸承內徑一致，根據斜齒輪有軸向力且d2=45mm，選取角接觸球軸承7310C，其尺寸為d×D×B=50mm×110mm×27mm，則d3=50mm,軸

28、承右端由軸承端蓋固定，該段長度可取l5=27mm未配合軸段：為保證軸承左端的固定，設置軸肩，其高度h=(0.070.1)d3,取h=5mm,則d2=d1+2h=(50+10)mm=60mm；中間軸上大齒輪的齒寬b2=40mm,為防止齒輪發(fā)生干涉，綜合考慮后取l4=65mm軸環(huán)段：齒輪右端用軸環(huán)定位，按設計手冊推薦軸環(huán)高度h=(0.070.1)d=(0.070.1) ×58mm=4.065.8mm,取h=5mm，軸環(huán)寬度l5=1.4h=1.4×5mm=7mm，故d5= d4+2h=72mm裝齒輪段：為保證齒輪裝拆方便，取該段和段軸徑相協調，故取d6=60mm；為了使齒輪被壓緊

29、，則l6應比齒輪寬度略小，故取l6=(80-2)mm=78mm裝左端軸承段：由上面知該段與軸承7310C軸承相配合，則d7=50mm；取軸承右端面至箱體的距離為s=5mm，齒輪左端面至箱體的距離a=10mm,大齒輪輪轂與其配合軸段的長度差為2mm，則l7=B+s+a+2=(27+5+14+2)mm=48mm。大齒輪左端面用套筒軸向定位,左端軸承裝有軸承蓋d1=40mml1=60mmd2=45mml2=60mmd3=50mml3=27mmd4=60mml4=65mml5=7mmd5=72mmd6=60mml6=78mmd7=50mml7=48mm(2)軸上零件的周向固定滾動軸承與軸的配合為，齒輪

30、和軸的配合為，鏈輪與軸的配合為（軸端倒角取，軸肩處圓角取R1R2） 根據以上各軸段得的直徑和長度繪制低速級結構圖，如圖A-3。如下圖所示：十一、低速軸的強度校核計算三根軸中低速軸傳遞的扭矩最大，故要對低速級軸進行校核計算1計算軸的載荷2.計算支反力，作彎矩圖3.作扭矩圖4.判斷危險截面，計算當量彎矩已求得低速軸所受的扭矩T=241000作用在齒輪上的力為： =645N 作水平面內的彎矩圖MH(如圖d)水平面內的支反力為截面B處的彎矩為：=1078×69=73002N 作垂直面內的彎矩圖(如圖f) =-818N=(2500+645+818)N=3963N截面B左邊彎矩為：=-818&#

31、215;69=-56442截面B右邊彎矩為：=()-=2500×(112+111)-3963×111=117607截面C彎矩為：=2500×112=280000 作合成彎矩圖(如圖g)截面B左邊： =92277截面B右邊： =扭矩圖如圖(h)所示從合成彎矩圖可見截面C處彎矩彎矩最大，故對危險截C校核因為工作時為單向轉動，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，故取修正系數=0.6，則截面C的當量彎矩為： 則=25.21MPa 因為C截面處25.21<59故此低速軸是安全的，滿足要求T=2410001716N435N645N73002N=-818N3963N=-56442

32、=117607=28000092277.25.21 低速軸結構簡圖十二、軸承壽命的校核現對低速級軸上的7310C軸承進行校核，經查設計手冊知，e=0.31，據已知條件軸承預計壽命需：15×300×16h=72000h1. 求支承處徑向力2.派生軸向力的計算3.求各軸承軸向載荷FA、FC由上已知，1716N，435N，645N水平面內支承反力，鉛垂面內支承反力=-818N，3963N則，支點處得合力：1337N0.31×1337N=414N由圖知，兩軸承面對面安裝，右端軸承定為2號軸承。因為，=1680N>FSA，所以，2端為松端，1端為緊端，FC=FSC=1

33、245N 4.計算當量動載荷5.計算軸承的壽命>e=0.31，故PA=0.44FRA+YFA=0.44×1337+1.9×1680=3780N,故PC=FR=435N查表12-7得ft=1，查表12-8得fp=1.2，查手冊得Cr=53500N，球軸承=3213643h>72000h所以該軸承滿足設計壽命要求PA=3780PC=435滿足要求十三、鍵聯接的選擇與強度校核普通平鍵聯結的結構簡單，裝拆方便，對中性好應用最廣，在此普通減速器中可均采用平鍵聯結。其中C型鍵用于軸端與輪轂鍵槽的聯結，故高速軸端與聯軸器間、鏈輪與低速級軸端均采用C型普通平鍵聯結。查手冊得：高

34、速軸端與聯軸器間選用：鍵C10×48 GB/T 1096-2003鏈輪與低速軸端間可選用：鍵C12×50 GB/T 1096-2003中間軸上與大齒輪間選用：鍵A10×28 GB/T 1096-2003低速軸端與大齒輪間選用：鍵A16×48 GB/T 1096-2003 對低速軸與大齒輪間鍵進行強度校核：查表可知，b=16mm,h=10mm,L=48mm校核公式 查表知鍵聯結的許用應力=100120MPa其中T=240000，k=h/2=5mm，l=L-b=48-16=32mm則，120MPa 故該鍵擠壓強度足夠，安全可以 對中間軸上鍵A10×

35、58 GB/T 1096-2003強度校核：查表可知，b=10mm,h=8mm,L=28mm校核公式 查表知鍵聯結的許用應力=100120MPa其中T=89520，k=h/2=4mm，l=L-b=28-10=18mm則，120MPa 故該鍵擠壓強度足夠，安全可以 對低速軸與鏈輪間鍵A12×50 GB/T 1096-2003強度校核：查表可知，b=12mm,h=8mm,L=50mm校核公式 查表知鍵聯結的許用應力=100120MPa其中，T=241000，k=h/2=4mm，l=L-b=50-12=38mm則，120MPa 故該鍵擠壓強度足夠，安全可以十四、減速器附件的選擇為了保證減速

36、器的正常工作，在減速器的箱體上通常設置一些附件，以便于減速器潤滑油池的注油、排油、檢查油面高度和拆裝、維修等。減速器的選擇及作用如下：1.窺視孔及視孔蓋便于檢查內傳動零件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸點和齒側間隙2.通氣孔在箱蓋頂部或視孔蓋上安裝，使箱體內的熱空氣能自由的溢出，以此達到箱體內外的氣壓平衡3.油面指示器方便檢查箱體內油面高度，以確保箱內油量適中。油標位置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，以防止油進入油尺座孔而溢出4油螺塞放油孔位于油池最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處得機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭

37、部的支撐面，并加封油圈加以密封5.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6.定位銷為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯接后，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯接凸緣的結合面上，呈非對稱布置。十五、潤滑方法和密封形式因齒輪的圓周速度小于12m/s，所以采用浸油潤滑的方式，這樣不僅可以減小磨損、提高傳動效率，還可以防止銹蝕、冷卻及降低噪音。對于多級齒輪傳動，應按各級所選潤滑油的平均值來確定潤滑油：由公式，得高速級軸齒輪的速度：中間軸大齒輪的速度：中間軸小齒輪的速度：低速級軸齒輪的速度：查表10-9得，所需潤滑油的運動粘度：經查手冊，所選潤滑油為工業(yè)閉式齒輪油： GB/T 5903-1995 其代號為L-CKC