機械課程設(shè)計減速器設(shè)計說明書

機械課程設(shè)計減速器設(shè)計說明書機械課程設(shè)計減速器設(shè)計說明書機械課程設(shè)計減速器設(shè)計說明書機械課程設(shè)計目錄一課程設(shè)計書2二設(shè)計要求2三設(shè)計步驟21.傳動裝置整體設(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)55.設(shè)計V帶和帶輪66.齒輪的設(shè)計87.轉(zhuǎn)動軸承和傳動軸的設(shè)計198.鍵聯(lián)接設(shè)計269.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710.潤滑密封設(shè)計3011.聯(lián)軸器設(shè)計30四設(shè)計小結(jié)31五參照資料32一.課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級張開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用限時8年(300天/年),兩班制工作,運輸贊同速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一:題號12345參數(shù)運輸帶工作拉力（kN）運輸帶工作速度m/s）卷筒直徑（mm）250250250300300二.設(shè)計要求1.減速器裝置圖一張(A1)。繪制軸、齒輪部件圖各一張(A3)。3.設(shè)計說明書一份。.設(shè)計步驟傳動裝置整體設(shè)計方案電動機的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設(shè)計V帶和帶輪齒輪的設(shè)計轉(zhuǎn)動軸承和傳動軸的設(shè)計鍵聯(lián)接設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計潤滑密封設(shè)計聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置整體設(shè)計方案:組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案以下：Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV圖一:(傳動裝置整體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)整體方案如:傳動裝置整體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（張開式）。傳動裝置的總效率aa1233245＝×0.983×0.952××＝；1為V帶的效率,1為第一對軸承的效率，3為第二對軸承的效率，4為第三對軸承的效率，5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防范罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×1000×＝,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝100060vD=min，經(jīng)查表按介紹的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×＝～min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。方電動機額定電動機轉(zhuǎn)速電動機參照傳動裝置的傳動比案型號功率r重量價格PedminN元同步滿載總傳V帶傳減速器kw轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速動比動1Y112M-4415001440470230中心高外型尺寸底腳安裝尺地腳螺栓軸伸尺裝鍵部位尺L×（AC/2+AD）×HD寸A×B孔直徑K寸D×E寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為ia＝n/n＝1440/＝（2）分配傳動裝置傳動比ia＝i0×i式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0＝，則減速器傳動比為i＝ia/i0＝＝依照各原則，查圖得高速級傳動比為i1＝，則i2＝i/i1＝4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速＝nm/i0＝1440/＝minnⅡ＝nⅠ/i1＝＝minnⅢ＝nⅡ/i2＝=r/minnⅣ=nⅢ=r/min（2）各軸輸入功率P＝pd×1＝×＝ⅠPⅡ＝pⅠ×η2×3＝××＝P＝P×η×3＝××＝ⅡPⅣⅢ24＝P×η×η=××＝則各軸的輸出功率：PⅠ＝PⅠ×=kW＝P×=kWⅡPⅢ＝P×=ⅢPⅣ＝PⅣ×=kW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Td×i0×1N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550Pd=9550×1440=N·nm所以:TⅠ＝Td×i0×TⅡ＝T×i1×1×ⅠT＝TⅡ×i2×2×Ⅲ

=××=N·m2=×××=N·m=×××=·mTⅣ=TⅢ×3×4=××=N·m輸出轉(zhuǎn)矩：TⅠ＝TⅠ×=N·mTⅡ＝TⅡ×=N·mTⅢ＝TⅢ×=·mTⅣ＝TⅣ×=N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果以下表軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸14401軸2軸3軸4軸6.齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算１．齒輪資料，熱辦理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都采用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪資料及熱辦理①資料：高速級小齒輪采用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=24高速級大齒輪采用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2=i×Z1=×24=取Z2=78.②齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸加強。２．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]確定各參數(shù)的值①試選Kt=

:查課本

P215圖

10-30

采用地域系數(shù)

ZH

=由課本

P214圖

10-26

1

0.78

2

0.82則

0.780.82

1.6②由課本

P202公式

10-13

計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n1jLh

=60××1×（2×8×300×8）=×109hN2==×108h

#為齒數(shù)比,即=

Z2Z1

)③查課本

P203

10-19

圖得：K

1=

K2=④齒輪的疲倦強度極限取無效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P202公式10-12得:[H]1=KHN1Hlim1=×550=MPaS[H]2=KHN2Hlim2=×450=432MPaS許用接觸應(yīng)力[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa⑤查課本由P198表10-6得：ZE=a由P201表10-7得:d=1T=×105×P1/n1=×105×=×43.設(shè)計計算①小齒輪的分度圓直徑d1t3ZHZEd1t2KtT1u1)2u(H]d[3104=21.64.864.24(2.433189.8)249.53mm11.63.25471.75②計算圓周速度d1tn13.1449.53626.09601000601.62m/s1000③計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=dd1t=49.53mm計算摸數(shù)mn初選螺旋角=14d1tcos49.53cos14mnt=Z12.00mm24④計算齒寬與高之比bh齒高h=mnt=×=mmbh=49.534.5=⑤計算縱向重合度=d1tan0.318124tan14=⑥計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1依照v1.62m/s,7級精度,查課本由P192表10-8得動載系數(shù)KV=,查課本由P194表10-4得KH的計算公式:223×bKH=0.18(10.6d)d+×101.12=+(1+×1+×103×=查課本由P195表10-13得:KF=查課本由P193表10-3得:KH=KF=故載荷系數(shù):K＝KKKHKH=1×××=⑦按實質(zhì)載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑331.82d1=d1tK/Kt=×=mm1.6⑧計算模數(shù)mnnd1cos51.73cos142.09mm24Z1齒根波折疲倦強度設(shè)計由波折強度的設(shè)計公式3mn≥2KT1Ycos2YFYS)2(F]dZ1a[⑴確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①小齒輪傳達的轉(zhuǎn)矩＝·m確定齒數(shù)z由于是硬齒面，故取z＝24，z＝iz＝×24＝傳動比誤差i＝u＝z/z＝78/24＝Δi＝％5％，贊同②計算當量齒數(shù)z＝z/cos＝24/cos314＝＝z/cos＝78/cos314＝初選齒寬系數(shù)按對稱部署，由表查得＝1④初選螺旋角初定螺旋角＝14⑤載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×××＝⑥查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由P197表10-5得:齒形系數(shù)Y＝Y(jié)＝應(yīng)力校正系數(shù)Y＝Y(jié)＝⑦重合度系數(shù)Y端面重合度近似為＝[（11）]cos＝[－×（1/24＋1/78）]×cos14＝Z1Z2arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝＝由于＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝+cos/＝⑧螺旋角系數(shù)Y軸向重合度＝49.53sin14o＝,2.09Y＝1－＝⑨YFFS計算大小齒輪的[F]安全系數(shù)由表查得S＝工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60××1×8×300×2×8＝×10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝×10/＝×10查課本由P204表10-20c獲取波折疲倦強度極限小齒輪FF1500MPa大齒輪FF2380MPa查課本由P197表10-18得波折疲倦壽命系數(shù):KFN1=KFN2=取波折疲倦安全系數(shù)S=[KFN1FF10.86500F]1=S307.141.4[F]2=KFN2FF20.93380S252.431.4YF1FS12.5921.5960.01347[F]1307.14YF2FS22.2111.7740.01554[F]2252.43大齒輪的數(shù)值大.采用.⑵設(shè)計計算①計算模數(shù)30.78cos2140.01554mmmn21.734.861041.26mm12421.655比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根波折疲倦強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取mn=2mm但為了同時滿足接觸疲倦強度，需要按接觸疲倦強度算得的分度圓直徑d1=mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z1=51.73cos14=取z1=25mn那么z2=×25=81②幾何尺寸計算計算中心距a=(z1z2)mn=(2581)2=mm2cos2cos14將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角(12)mn(2581)2=arccos2arccos14.012109.25因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不用修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn252=mmcoscos14.01d2=z2mn812=mmcoscos14.01計算齒輪寬度B=d1151.53mm51.53mm圓整的B250B155（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算⑴資料：低速級小齒輪采用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=30速級大齒輪采用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz2=×30=圓整取z2=70.⑵齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸加強。⑶按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①試選Kt=②查課本由P215圖10-30采用地域系數(shù)ZH=③試選12o,查課本由P214圖10-26查得1=2==+=應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60×n2×j×Ln=60××1×(2×8×300×8)=×108N2=N14.45108×108i2.33由課本P203圖10-19查得接觸疲倦壽命系數(shù)KHN1=KHN2=查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲倦強度極限Hlim1大齒輪的接觸疲倦強度極限Hlim1

600MPa,550MPa取無效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲倦許用應(yīng)力[H]1KHN1Hlim10.94600MPa==564S1[H]2=KHN2Hlim2=×550/1=517MPaS(Hlim1Hlim2)[H]MPa2查課本由P198表10-6查資料的彈性影響系數(shù)ZE=a采用齒寬系數(shù)d155T=×10×P2/n2=×10×3u1ZHZE321.614.331043.332.45189.82KtT1)22d1t([H]11.71()du2.33540.5mm計算圓周速度d1tn265.71193.2460100060m/s1000計算齒寬b=dd1t=1×=mm4.計算齒寬與齒高之比bh模數(shù)mnt=d1tcos65.71cos122.142mmZ130齒高h=×mnt=×=mmbh==計算縱向重合度0.318dz1tan0.31830tan122.028計算載荷系數(shù)KKH=+(1+d2)d2+×103×b=+(1++×103×=使用系數(shù)KA=1同高速齒輪的設(shè)計,查表采用各數(shù)值Kv=KF=KH=KF=故載荷系數(shù)K＝KAKvKHKH=1×××=按實質(zhì)載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑331.776d1=d1tKKt=×72.91mm1.3d1cos72.91cos12計算模數(shù)mnz12.3772mm30按齒根波折強度設(shè)計32KT1Ycos2YFYSm≥2[F]dZ1㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）計算小齒輪傳達的轉(zhuǎn)矩＝·m（2）確定齒數(shù)z由于是硬齒面，故取z＝30，z＝i×z＝×30＝傳動比誤差i＝u＝z/z＝30＝Δi＝％5％，贊同（3）初選齒寬系數(shù)按對稱部署，由表查得＝1（4）初選螺旋角初定螺旋角＝12（5）載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×××＝（6）當量齒數(shù)z＝z/cos＝30/cos312＝z＝z/cos＝70/cos312＝由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)YYF12.491,YF22.232YS11.636,YS21.751（7）螺旋角系數(shù)Y軸向重合度＝＝Y(jié)＝1－＝（8）計算大小齒輪的

YFFS[F]查課本由P204圖10-20c得齒輪波折疲倦強度極限FE1500MPaFE2380MPa查課本由P202圖10-18得波折疲倦壽命系數(shù)KFN1=KFN2=S=[F]1=KFN1FE10.90500S321.43MPa1.4[KFN2FF20.93380F]2=252.43MPaS1.4計算大小齒輪的YFaFSa,并加以比較[F]YFa1FSa12..4911.6360.01268[F]1321.43YFa2FSa22.2321.7510.01548[F]2252.43大齒輪的數(shù)值大,采用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.①計算模數(shù)30.797cos2120.0154821.68481.433105mn3021.71mm1.5472mm1比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根波折疲倦強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取mn=3mm但為了同時滿足接觸疲倦強度，需要按接觸疲倦強度算得的分度圓直徑d1=mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).z1=72.91cos12=取z1=30mnz2=×30=取z2=70②初算主要尺寸計算中心距(z1z2)mn(3070)2a===mm2cos2cos12將中心距圓整為103mm修正螺旋角=arccos(12)mnarccos(3070)213.8622103因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不用修正分度圓直徑d1z1mn302==mmcoscos12d2=z2mn702=mmcoscos12計算齒輪寬度bdd1172.9172.91mm圓整后取B175mmB280mm2.31.6低速級大齒輪如上圖：帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)nⅣ(r/min)(r/min)各軸輸入功率P（kw）（kw）（kw）PⅣ(kw)各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)TⅣ(kN·m)5.帶輪主要參數(shù)小輪直徑大輪直徑中心距a（mm）基準長度帶的根數(shù)z（mm）（mm）（mm）90224471140057.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計傳動軸承的設(shè)計⑴.

求輸出軸上的功率

P3，轉(zhuǎn)速

n3，轉(zhuǎn)矩T3P3=

n3=minT3=．m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=mm而Ft=2T32311.354348.16Nd2143.21103Fr=Fttanntan20ocos4348.16cos13.86o1630.06NFa=Fttan=×=圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:⑶.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估計軸的最小直徑,采用軸的資料為45鋼,調(diào)質(zhì)辦理,依照課本P361表153取Ao112dminP335.763mmAo3n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器切合,故需同時采用聯(lián)軸器的型號查課本P343表141,采用Ka1.5TcaKaT31.5311.35467.0275Nm由于計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設(shè)計手冊》22112采用LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d140mm,故?、瘼虬肼?lián)軸器的長度半聯(lián)軸器d40mm.L112mm.與軸配合的轂孔長度為L184mm⑷.依照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)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ47mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ82mm②初步選擇轉(zhuǎn)動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)采用單列角接觸球軸承.參照工作要求并依照dⅡⅢ47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步采用0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.dDBd2D2軸承代號4585197209AC4585197209B45100257309B5080167010C5080167010AC5090207210C從動軸的設(shè)計對于選用的單向角接觸球軸承其尺寸為的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm.右端轉(zhuǎn)動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度h0.07d,取h3.5mm,所以dⅣⅤ57mm,③取安裝齒輪處的軸段dⅥⅦ58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取lⅥⅦ72mm.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高,取dⅤⅥ65mm.軸環(huán)寬度b取1.4h,b=8mm.④軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定).依照軸承端蓋的裝拆及便于對軸承增加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取lⅡⅢ50mm.⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定轉(zhuǎn)動軸承地址時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知轉(zhuǎn)動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mmlⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ(5082016248)mm62mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.求軸上的載荷第一依照結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點地址時,查《機械設(shè)計手冊》20-149表.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,所以,做為簡支梁的軸的支承跨距.L2L3114.8mm60.8mm175.6mmFNH1L3Ft4348.1660.8L2L31506N175.6FNH2L2Ft4348.16114.8L2L32843N175.6FrL3FaDFNV12809NL2L3FNV2FrFNV21630809821NMH172888.8NmmMV1FNV1L2809114.892873.2NmmMV2FNV2L382160.849916.8NmmM1MH2MV211728892928732196255NmmM2179951Nmm傳動軸整體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:(從動軸)(中間軸)(主動軸)從動軸的載荷解析圖:按波折扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度依照M12(T3)21962552(1311.35)2ca=W=10.820.127465前已選軸資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理。查表15-1得[1]=60MPaca〈[1]此軸合理安全精確校核軸的疲倦強度.⑴.判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲倦強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的周邊,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不用做強度校核.截面C上誠然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不用做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不用要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，所以,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需考據(jù)即可.⑵.截面Ⅶ左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=d3=503=12500抗扭系數(shù)wT=d3=503=25000截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為MM60.8161144609Nmm60.8截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=Nm截面上的波折應(yīng)力M144609b11.57MPa12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T=T3=311350WT12.45MPa25000軸的資料為45鋼。調(diào)質(zhì)辦理。由課本P355表15-1查得：B640MPa1275MPaT1155MPa因r2.00.04D581.16d50d50經(jīng)插入后得=軸性系數(shù)為q0.82q=K=1+q(1)=K=1+q（T-1）=所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K=K=碳鋼的特點系數(shù)0.1～0.2取0.05～0.1取安全系數(shù)ScaS=K

1aam1katmSS10.5≥S=所以它是安全的ScaS2S2截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)W=d3=503=12500抗扭系數(shù)wT=d3=503=25000截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=133560截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=295截面上的波折應(yīng)力bM13356010.68W12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T=T3=29493011.80K=K112.8WT25000K11.62K=1所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K=K=碳鋼的特點系數(shù)0.1～0.2取0.05～0.1取安全系數(shù)ScaS=1Kaam1katmSS10.5≥S=所以它是安全的ScaS2S28.鍵的設(shè)計和計算①選擇鍵聯(lián)接的種類和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有放心精度要求，應(yīng)用平鍵.依照d2=55d3=65查表6-1取：鍵寬b2=16h2=10L2=36b3=20h3=12L3=50②校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[p]=110MPa工作長度l2L2b236-16=20l3L3b350-20=30③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K2=h2=5K3=h3=6由式（6-1）得：2T21032143.531000＜[p]p2K2l2d252052.20552T31032311.351000＜[p]p3K3l3d363053.2265兩者都合適取鍵標記為：鍵2：16×36AGB/T1096-1979鍵3：20×50AGB/T1096-19799.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H7配合.is6機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，加強了軸承座剛度考慮到機體內(nèi)部件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了防范油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm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6.3機體結(jié)構(gòu)有優(yōu)異的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.對附件設(shè)計視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動部件齒合區(qū)的地址，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M6緊固油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件湊近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔處的機體外壁應(yīng)突出一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面牢固之處。油