機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書展開式圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目： 展開式圓柱輪減齒速器 學(xué)院: 機(jī)械工程學(xué)院 專業(yè):機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班級：保密 學(xué)號：保密 設(shè)計人：保密 指導(dǎo)老師：保密 完成日期：2010年7月29號 同濟(jì)大學(xué)目錄一、課程設(shè)計題目3二、電動機(jī)的選擇4三傳動裝置的總傳動比及其分配4四計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)5五齒輪零件的設(shè)計計算6（一）高速級齒輪的設(shè)計6（二）低速級齒輪的設(shè)計10六軸的設(shè)計14（一）高速軸的設(shè)計（高速軸軸承壽命的校核）14（二）中間軸的設(shè)計（中間軸軸承壽命的校核）18（三）.低速軸的設(shè)計（低速軸軸承壽命的校核）26七.鍵的校核31（一）高速軸上鍵的校核31（二）中速軸上鍵的校核32

2、（三）低速軸上鍵的校核32八潤滑與密封30九設(shè)計心得35十.參考文獻(xiàn)35設(shè)計計算說明書題目：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的三軸線雙極斜齒圓柱齒輪減速器總體布置簡圖如下：已知條件：工作情況：工作有輕震，經(jīng)常滿載，空載啟動，單向運(yùn)轉(zhuǎn)。原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶拉力f=2400n，卷筒的直徑d=300mm，運(yùn)輸帶速度v=1.2m/s，帶速允許偏差5%，使用期限為5年，工作制度為一班制。設(shè)計內(nèi)容：一 電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)的計算1. 選擇電動機(jī)（1）電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。（2）電動機(jī)容量a. 卷筒軸的輸出功率b. 電動機(jī)輸

3、出功率傳動裝置的總效率式中，由表2-4查的：滾筒傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，滾動軸承效率，彈性聯(lián)軸器，滑動軸承效率則 故 c. 電動機(jī)額定功率 由表20-1選取電動機(jī)額定功率 （3）電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。卷筒轉(zhuǎn)速為由表2-1查得單極圓柱齒輪傳動比范圍， 則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min和1500r/min的電動機(jī)均符合。又由于一般常選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機(jī)作為原動機(jī)，而1000r/min的電動機(jī)傳動比較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，因此選定電動機(jī)型號為y132m1-6。2. 計算傳

4、動裝置總傳動比和分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比（2）分配各級傳動比對于展開式兩級臥式圓柱齒輪減速器，為使兩極的大齒輪有相近的浸油深度，高速級傳動比和低速級傳動比可按下列方法分配：故可取，3. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，各軸轉(zhuǎn)速為（2）各軸輸入功率，即（3）各軸轉(zhuǎn)矩將計算結(jié)果匯總列表備用項(xiàng)目電動機(jī)軸高速軸1中間軸2低速軸3轉(zhuǎn)速（r/min）96096024676.4功率（kw）43.473.303.14轉(zhuǎn)矩（）39.7934.52128.11392.5傳動比13.913.22效率0.990.950.95二. 齒輪的設(shè)計計算

5、高速級齒輪傳動設(shè)計1.選取齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（2）精度等級選7級精度（3）初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)；（4）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a. 試選b. 由機(jī)械設(shè)計教材（西北工業(yè)大學(xué)編著的第八版，以下省略）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c. 由圖10-26查得，則。 d. 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩e. 由表10-7選取齒寬系數(shù)。f. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大

6、齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。g. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。h. 由圖10-19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)s=1，由公式得許用接觸應(yīng)力（2）計算a. 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b. 計算圓周速度。c. 計算齒寬b及模數(shù)。d. 計算縱向重合度。e. 計算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù).25，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故動載系數(shù)f. 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式得g. 計算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由公式（1）確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù)。b. 根據(jù)縱向重合度，從圖10-

7、28中查得螺旋角影響系數(shù)，c. 計算當(dāng)量齒數(shù)。d. 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得，e. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。有表10-5查得，1.789f. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由公式得g. 計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，故，可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距將

8、中心距圓整為117mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變略大，故參數(shù)、需要修正。由圖10-26查得，則。由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后?。?。低速級齒輪傳動設(shè)計1.選取齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（2）精度等級選7級精度（3）初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)；（4）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由公式（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a. 試選b. 由機(jī)械設(shè)計教材（西北工業(yè)大學(xué)編著的第八版，以下省略）圖10-3

9、0選取區(qū)域系數(shù)c. 由圖10-26查得，則。 d. 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩e. 由表10-7選取齒寬系數(shù)。f. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。g. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。h. 由圖10-19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)s=1，由公式得許用接觸應(yīng)力（2）計算a. 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b. 計算圓周速度。c. 計算齒寬b及模數(shù)。d. 計算縱向重合度。e. 計算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù).25，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-4查得；由圖10-13查得

10、；由表10-3查得。故動載系數(shù)f. 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式得g. 計算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由公式（1）確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù)。b. 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28中查得螺旋角影響系數(shù)，c. 計算當(dāng)量齒數(shù)。d. 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得，e. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。有表10-5查得，1.772f. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由公式得g. 計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度

11、計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，故，可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距159mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變略大，故參數(shù)、需要修正。由圖10-26查得，則。由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后??；。三 軸的設(shè)計高速級軸的設(shè)計與計算1.高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩由上表可知，2求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為；而圓周力，徑向力及軸向力的方向下圖所示。3.初步確定軸的最小直徑

12、 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑是安裝聯(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)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取則 按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距的條件，查課程設(shè)計書表17-4并根據(jù)電動機(jī)直徑為38mm選用lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630，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。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，

13、i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。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i-ii段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。b. 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。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7208c/ac/b，其尺寸dd=40mm80mm故。右端滾動軸承采用封油盤進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得軸承的定位高度,取h=5mm。c. 由于小齒輪與軸連在一起做成齒輪軸，vii-viii段和v-vi段的直徑應(yīng)小于齒輪的齒根

14、圓直徑，取,d.至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。5. 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出危險截面。先計算出截面處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。由公式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)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。由表15-1查得。因此，故安全。高速級軸承壽命的校核軸承受力如上圖軸受力圖所示：查手冊知軸承7208c的相關(guān)數(shù)據(jù)如下基本額定載荷/kn|cr: 26.8基本額定載荷/kn|c

15、0r: 20.5求兩軸承的計算軸向力軸承派生軸向力，其中，e為判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取e=0.4,因此可估算由表13-5進(jìn)行插值計算，得：，。再計算兩次計算的的值相差不大，因此確定，求軸承的當(dāng)量動載荷由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 x=0.44,y=1.44對軸承2 x=1,y=0軸承受輕震，按表13-6，取驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋园摧S承1的受力大小計算故所選軸承滿足壽命要求中間軸的設(shè)計與計算項(xiàng)目電動機(jī)軸高速軸1中間軸2低速軸3轉(zhuǎn)速（r/min）96096024676.4功率（kw）43.473.303.14轉(zhuǎn)矩（）3

16、9.7934.52128.11392.5傳動比13.913.22效率0.990.950.951.低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩由上表可知，2求作用在齒輪上的力 因已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為；而圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a. 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，并且受力復(fù)雜，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求

17、并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸ddt=40mm80mm19.75mm。b.由于ab、fg是安裝軸承處軸的直徑,故??；為了保證軸端與軸承端面接近齊平，取。兩端采用封油盤進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30207型軸承的定位高度,取h=5mm。c. 取安裝大齒輪處的軸段ef的直徑，大齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h5mm,于是。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，故取ef48mm。大齒輪的右端采用封油盤定位，d. 左側(cè)軸承由封油盤定位，封油盤右端頂著軸肩，定位高度取5mm，故e. 取齒輪

18、距箱體內(nèi)壁距離a=12.軸承距箱體內(nèi)壁距離s=10mm，已知軸承寬度為t=19.75mm,則至此，已初步確定了軸的各段直徑及其長度。5. 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。由公式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)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。由表15-1查得。因此，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面由于截面ab，bc，fg不受扭矩作用，而cd，de，ef既受扭矩作用又受彎矩作用，又因?yàn)閑f段不僅直徑小，而

19、且有鍵槽引起的應(yīng)力集中，并且從受載情況看ef段受載最大，所以確定ef軸段的e截面為危險截面（2）e截面抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1x443=8518.4mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2x443=17036.8mm3截面e的彎矩m為 截面上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=640mpa，=275mpa，=155mpa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù),；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸

20、按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式（3-12）和式（3-12a）得綜合系數(shù)為 由3-1和3-2的碳鋼的特性系數(shù)=0.1，=0.05于是，安全系數(shù)計算如下s=s=1.5 故e截面安全中間軸軸承壽命的校核查手冊知軸承30208的相關(guān)數(shù)據(jù)如下計算系數(shù)e: 0.37計算系數(shù)y: 1.6基本額定載荷/kn|cr: 59.8求兩軸承的計算軸向力由公式知求軸承的當(dāng)量動載荷對軸承1 x=1,y=0對軸承2 x=0.4,y=1.6軸承受輕震，按表13-6，取驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋园摧S承2的受力大小計算故所選軸承滿足壽命要求低速級軸的設(shè)計與計算1.低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩由上表

21、可知，2求作用在齒輪上的力 因已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為；而圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度各段尺寸如圖所示，a. 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，并且受力復(fù)雜，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸ddt=45mm85mm29.75mm。b.由于12、56是安裝軸承處軸的直徑,故??；為了保證軸端與軸承端面接

22、近齊平，取。兩端采用封油盤進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位高度,取h=5mm。c. 取安裝大齒輪處的軸段ef的直徑，大齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h5mm,已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，故取mm。大齒輪的左端采用封油盤定位d. 為了讓右側(cè)軸承便于拆卸取e. 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離和軸承距箱體內(nèi)壁距離取至此，已初步確定了軸的各段直徑及其長度載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。由公式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取

23、，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。低速級軸承壽命的校核查手冊知軸承30209的相關(guān)數(shù)據(jù)如下計算系數(shù)e: 0.4計算系數(shù)y: 1.5基本額定載荷/kn|cr: 64.2求兩軸承的計算軸向力由公式知求軸承的當(dāng)量動載荷對軸承1 x=0.4,y=1.5對軸承2 x=1,y=0軸承受輕震，按表13-6，取驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小計算故所選軸承滿足壽命要求鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 （一）高速軸上同聯(lián)軸器配合的健的設(shè)計1. 選擇連接鍵的類型和尺寸選擇單圓頭普通平鍵。根據(jù)d=30mm，查課程設(shè)計表14-1，得公稱尺寸bh=87mm，鍵槽由鍵槽銑刀加

24、工，取鍵的長度l=56mm。2. 查機(jī)械設(shè)計表6-2可得，鍵的工作長度l=l-b/2=56-4=52mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm故 該鍵校核安全取鍵標(biāo)記為：鍵c850gb1096-79（二）中間軸上同高速級大齒輪配合鍵的設(shè)計1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，選擇普通平鍵連接根據(jù)d=44mm，查課程設(shè)計表14-1，得公稱尺寸bh=128mm，鍵槽由鍵槽銑刀加工，取鍵的長度l=30mm。2. 查機(jī)械設(shè)計表6-2可得，鍵的工作長度l=l-b/2=30-6=24mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm故 該鍵校核安

25、全取鍵標(biāo)記為：鍵c1230gb1096-79（三）低速軸上同低速級大齒輪配合鍵的設(shè)計1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，選擇普通平鍵連接根據(jù)d=51 mm，查課程設(shè)計表14-1，得公稱尺寸bh=1610mm，鍵槽由鍵槽銑刀加工，取鍵的長度l=63mm。2. 查機(jī)械設(shè)計表6-2可得，鍵的工作長度l=l-b/2=63-8=55mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm故 該鍵校核安全取鍵標(biāo)記為：鍵c1656gb1096-79（四）低速軸上同聯(lián)軸器配合鍵的設(shè)計1 選擇鍵連接的類型和尺寸根據(jù)d=38mm，查課程設(shè)計表14-1，得公稱尺寸bh=108m

26、m，鍵槽由鍵槽銑刀加工，取鍵的長度l=70mm。2. 查機(jī)械設(shè)計表6-2可得，鍵的工作長度l=l-b/2=70-6=64mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm故 該鍵校核安全取鍵標(biāo)記為：鍵c1070gb096-79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(jī)體采用配合.1. 機(jī)體要有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 箱底加潤滑油，為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為r=5。4. 對附件設(shè)計 a 視孔蓋和窺視

27、孔在機(jī)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(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。b 油塞：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(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標(biāo)：油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡

28、.e 起蓋螺釘：起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓形，以免破壞螺紋.f 位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)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(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.減速器機(jī)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箱座凸緣厚度bb=12箱蓋凸緣厚度箱座底凸緣厚度加強(qiáng)肋厚m，地腳螺栓直徑0.036a+12地腳螺栓數(shù)目n相距200300n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5-0.6）軸承蓋螺栓直徑和數(shù)目表9-9軸承蓋外徑表9-9,9-10。箱外壁至軸承座端面距離=+（5-10）48大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距