機械設計課程設計經(jīng)典

1、機械設計課程設計計算說明書   設計說明書_慢動卷揚機傳動裝置設計 _機械_系_機械設計制造及其自動化專業(yè)設計者_曹楠_A08機械2_班指導教師_胡曉珍_2011_年_1_月_13_日_浙江海洋學院_設計任務書4原始數(shù)據(jù)4已知條件4傳動方案5一 傳動裝置的總體設計61計算電機所需功率：62. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：83. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：9二 齒輪設計101高速級齒輪副的設計計算102.低速級齒輪的設計計算14三、軸系零件的設計計算191、輸入軸的設計計算192、中間軸的設計計算253、輸出軸的設計計算29四 滾動軸承的校核331.高速軸上軸承的

2、壽命計算332中間軸上軸承的壽命計算34五 聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算371.低速軸上聯(lián)軸器的計算372.中間軸鍵的計算393.高速軸鍵的計算39六、減速器的潤滑設計401.齒輪和軸承潤滑的目的402.密封的目的40七、箱體、機架及附件的設計411.減速器箱體的結構設計412.減速器箱體的附件設計42八、設計小結45參考資料45設計任務書原始數(shù)據(jù)鋼繩拉力F（kN）10鋼繩速度V（m/min）30滾筒直徑D（mm）250已知條件1） 鋼繩拉力F；2）鋼繩速度V；3）滾筒直徑D；4）工作情況： 單班制，間歇工作，經(jīng)常正反轉，啟動和制動，載荷變動??；5）工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35

3、°C左右，三相交流電；6）使用折舊期10年，3年大修一次；7）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。8）提升速度允許誤差±5% 。傳動方案一 傳動裝置的總體設計1計算電機所需功率： -彈性聯(lián)軸器的傳動效率：0.99每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96剛性聯(lián)軸器的傳動效率：0.993卷筒的傳動效率：0.96 說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：=0.841工作機所需功率： 電動機工作效率：查表選電動機額定功率為7.5KW確定電機轉速：二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉速的可選范圍是：符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500

4、.根據(jù)電動機所需功率和轉速查手冊,3種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉速r/min額定轉速r/min重量總傳動比1Y132M-47.5KW1500144081Kg75.792Y160M-67.5KW1000960120Kg50.533Y160L-87.5KW750720150Kg37.89綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y160M-6，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉速同步轉速質量ADEFGHLAB7.59601000120216388010331325152802. 確定傳動

5、裝置的總傳動比和分配傳動比：（1） ，總傳動比：（2） ，分配傳動裝置傳動比，由于無帶傳動設計，故減速器的傳動比即為25.38。（3） 分配各項齒輪傳動比，按浸油潤滑條件考慮，為使兩級大齒輪直徑相近，可由圖展開式曲線差得=6.35，= i/=4注：為高速級傳動比，為低速級傳動比。3. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。. 各軸轉速：2各軸輸入功率：卷筒 3各軸輸入轉矩：套筒運動和動力參數(shù)結果如下表：軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸5.9558

6、.589701軸5.895.7757.9956.839702軸5.665.55353.84346.76152.163軸5.445.331360.361333.1538.194軸5.285.171320.351293.9438.19二 齒輪設計1高速級齒輪副的設計計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理由表10-1選得小齒輪的材料均為（調質），硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。2）精度等級選用8級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即 1）確定公式內的各計算數(shù)值1>試選載荷系數(shù)。

7、2>計算小齒輪傳遞的轉矩3>由表10-7取。4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5>由圖10-21d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。6>由式計算應力循環(huán)次數(shù)7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8>計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)9>許用接觸應力。10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11>由圖10-26查得，則。2）計算1>試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得2>計算齒輪的圓周速度3>計算齒寬b及模數(shù)4>計算縱向重合度5>計算載荷系數(shù)已知使用系

8、數(shù)，根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得,由圖10-13查得=1.35,故載荷系數(shù)6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 取7>計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由式1）確定公式內的各計算數(shù)值1>計算載荷系數(shù)2>根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3>由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限4>由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 5>計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 6>查取齒形系數(shù)由表10-5查得 7>查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 8&g

9、t;計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9>計算當量齒數(shù) 2) 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 ，取，則，取。4、幾何尺寸計算1>計算中心距將中心距圓整后取。2>按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。3>計算大小齒輪的分度圓直徑 4>計算齒輪寬度 取齒寬 ：=55mm, =60mm2.低速級齒輪的設計計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理由表10-1選得小齒輪

10、的材料均為（調質），硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。2）精度等級選用8級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即 1）確定公式內的各計算 數(shù)值1>試選載荷系數(shù)。2>計算小齒輪傳遞的轉矩3>由表10-7取。4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5>由圖10-21d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。6>由式計算應力循環(huán)次數(shù)7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8>計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S

11、=1)9>許用接觸應力10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11>由圖10-26查得，則。2）計算1>試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得2>計算齒輪的圓周速度3>計算齒寬b及模數(shù)4>計算縱向重合度5>計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得,由圖10-13查得=1.12,故載荷系數(shù)6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7>計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由式1）確定公式內的各計算數(shù)值1>計算載荷系數(shù)2>根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3>

12、;由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限4>由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 5>計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1 6>查取齒形系數(shù)由表10-5查得 7>查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 8>計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9>計算當量齒數(shù) 2) 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 ，取，則，取。4、幾何尺寸計算1>計算中心距將中心距

13、圓整后取。2>按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。3>計算大小齒輪的分度圓直徑 4>計算齒輪寬度 取齒寬 ：=95mm, =100mm高、低速級齒輪參數(shù)名稱高速級低速級中心距a(mm)法面摸數(shù)(mm)1.53.5螺旋角（°）齒頂高系數(shù)11頂隙系數(shù)0.250.25壓力角齒數(shù)3526223104分度圓直徑（mm）54.494(mm)196.81415.24齒頂圓直徑（mm）57.4129.77(mm)290.56422.24齒根圓直徑(mm)50.65114.02(mm)283.81406.49齒寬（mm）60   100（

14、mm）55     95齒輪等級精度       8    8材料及熱處理、45，并經(jīng)調質及表面淬火，齒輪硬度分別為280HBS、240HBS、45，并經(jīng)調質及表面淬火，齒輪硬度分別為280HBS、240HBS三、軸系零件的設計計算1、輸入軸的設計計算1）輸入軸上的功率、轉速及轉矩2）求作用在齒輪1上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表153，取，于是得：4）軸的結構設

15、計1> 擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2> 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。<1根據(jù)計算的最小直徑取軸的直徑=31mm。為了滿足帶輪得軸向定位要求，1-2軸右端需制出一軸肩，故2-3段得直徑d=37mm。由帶輪寬度確定。<2初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)d=37mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為30208，其尺寸為,查得a=17,根據(jù)軸肩選；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，因此，取。<3取4-5段的直徑；取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑，根據(jù)齒輪寬度60mm,

16、取。<4軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離，L=26mm故取。<5取齒輪距箱體內壁之間的距離,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取是，則。中間軸和低速軸兩齒輪的距離，第二對齒輪的主動齒輪齒寬為100mm，則。致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。3> 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面=31mm，查表查得平鍵截面，鍵長為56mm，它們之間的配合采用。4> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為mm，左段2、3、4處軸肩的倒角為

17、mm,右端軸肩角半徑R=2mm。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承30208,由手冊中可查得a=17mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。對水平面進行計算：對垂直面進行計算： 在任何方向上：c-c截面F力產(chǎn)生彎矩為求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應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的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表的60Mpa,因此<，故安

18、全。7）精確校核軸的疲勞強度1>判斷危險截面從受載情況來看，截面c上的應力最大，截面c上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側即可。2>截面5左側抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應力：截面上的扭轉應力：材料45鋼，調質處理，查表15-1得，。截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)：因 查得，由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，應力集中系數(shù)為：由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：軸未進行表面強化處理

19、，即，則得綜合影響系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1，取計算安全系數(shù)，則得： 故可知其安全。3>截面5右側抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應力：截面上的扭轉應力：過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)： 計算安全系數(shù)，則得： 故可知其截面右側強度也是足夠的。致此，軸的設計計算即告結束。2、中間軸的設計計算1）中間軸上的功率、轉速及轉矩2）求作用在齒輪3上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表

20、153，取，于是得：4）軸的結構設計1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2>根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。<1根據(jù)計算的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑，取軸的直徑。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，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)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為30211，其尺寸為,查得a=21,而，因此。5-6軸段左端需制出一軸肩，故取，因齒輪的寬度為55mm，故取。軸肩高度h>0.07d，取h=6mm，直徑。<2為了滿足軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，齒輪3的寬度為130mm，故取。&l

21、t;3取齒輪距箱體內壁之距離為15mm，考慮考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取是，。兩齒輪的距離c=20mm，故取。致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。5> 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為110mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為50mm它們之間的配合采用。6> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，軸段2、6處軸肩的倒角為mm,軸段3、4、5的倒角為R=2mm。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承30211,由手冊中可查得a=21

22、mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。對水平面進行計算： 對垂直面進行計算： 求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應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的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表的60Mpa,因此<，故安全。3、輸出軸的設計計算1）輸入軸上的功率、轉速及轉矩2）作用在齒輪1上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質

23、處理。根據(jù)表153，取，于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸得直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查表14-1,考慮到轉矩變化很小,故取KA=1.3,則聯(lián)軸器的轉矩計算，按照計算轉矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉矩得條件，查手冊。選用HL 7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為6300000N·mm。聯(lián)軸器的孔徑，故取，半連軸器長度L172mm，半連軸器與軸配合的轂孔長度132mm。4）軸的結構設計1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2>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)軸器的軸向定位要求，7-8軸段左端需制出一軸

24、肩，故6-7段得直徑。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。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7-8段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。<2初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)d=37mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為30218，其尺寸為,查得a=32.3,根據(jù)軸肩選；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，因此，取。<3取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為了使套筒端面可靠地壓緊輪

25、齒，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。<4軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與樂趣、聯(lián)軸器的端面間的距離，l=30mm故取，。致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。7> 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為110mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為110mm，它們之間的配合采用。8> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，軸肩圓角半徑R=

26、2.5mm。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承30218,由手冊中可查得a=32.3mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。對水平面進行計算： 對垂直面進行計算： 求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應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的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表的60Mpa,因此<，故安全。四 滾動軸承的校核1.高速軸上軸承的壽命計算軸承

27、型號為30208，查表得基本額定動載荷C=63000N,查得溫度系數(shù)。1） 求軸承所受的徑向載荷Fr故2） 求軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力故軸承2放松，軸承1被壓緊。因此3） 求比值查表的e=0.374）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 查表取=1.2-1.8，取=1.5，則4） 驗算軸承的壽命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。2中間軸上軸承的壽命計算高速軸上軸承的壽命計算軸承型號為30211，查表得基本額定動載荷C=90800N,查得溫度系數(shù)。1） 求軸承所受的徑向載荷Fr故2） 求軸承的計算軸向力對

28、于圓錐滾子軸承，其派生軸向力故軸承2放松，軸承1被壓緊。因此3） 求比值查表的e=0.44）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 查表取=1.2-1.8，取=1.5，則4） 驗算軸承的壽命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。低速軸上軸承的壽命計算軸承型號為30218，查表得基本額定動載荷C=200000N,查得溫度系數(shù)。5） 求軸承所受的徑向載荷Fr故6） 求軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力故軸承2放松，軸承1被壓緊。因此7） 求比值查表的e=0.424）計算當量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1

29、對軸承2 查表取=1.2-1.8，取=1.5，則8） 驗算軸承的壽命計算得軸承預期壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算。所以軸承滿足壽命要求。五 聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算1.低速軸上聯(lián)軸器的計算1） 類型選擇 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2） 載荷計算公稱轉矩 查得查得HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為6300N，許用轉速為1700r/min，計算轉矩故聯(lián)軸器滿足使用要求。鍵聯(lián)接的計算 低速軸鍵的計算1） 一般8級以上的齒輪有定心精度要求，應選用圓頭普通平鍵連接。2） 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可見連接的

30、擠壓強度不夠，考慮到相差較大。因此改用雙鍵，相隔布置，雙鍵的工作長度，合適合適2.中間軸鍵的計算3） 一般8級以上的齒輪有定心精度要求，應選用圓頭普通平鍵連接。4） 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度合適可見連接的擠壓強度不夠，考慮到相差較大。因此改用雙鍵，相隔布置，雙鍵的工作長度合適3.高速軸鍵的計算5） 一般8級以上的齒輪有定心精度要求，應選用圓頭普通平鍵連接。6） 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度合適六、減速器的潤滑設計1.齒輪

31、和軸承潤滑的目的：潤滑的目的是為了減少摩擦及摩損，延長疲勞壽命，排出摩擦熱、冷卻，也有防止生銹、腐蝕的效果。齒輪的潤滑：減速器內的傳動零件的潤滑，通常有油池浸油潤滑和噴油潤滑。而浸入油中的圓周速度小于12m/s，才適合浸油潤滑，此減速器的大齒輪的圓周速度小于12m/s，所以，選用浸油潤滑是比較合理的。浸油高度取為35mm。根據(jù)齒輪的運轉速度、載荷大小、工作環(huán)境和潤滑裝置等各種主要要素，選用N150中負荷工業(yè)齒輪用油，它的運動黏度135165/s（40°），75.991.2/s（50°）；閃點170；凝點-8。滾動軸承的潤滑因為浸油齒輪的圓周速度在1.52m/s以上，靠近機體

32、旁的4個軸承，可以采用飛濺潤滑?？拷鼨C體內油的飛濺直接潤滑軸承或經(jīng)機體剖分面上的油溝，然后流進軸承進行潤滑。3） 減速器的密封2.密封的目的： 為了防止減速器內的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達到預期的工作壽命。而同軸式二級減速器的密封部位主要在軸伸端處和箱體接合面處。密封方法：軸伸端處的密封在輸入或輸出軸的外伸處，為了防止灰塵、水汽及其他雜質滲入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內裝密封件。在輸入軸的外伸端處，采用毛氈密封；在輸出軸的外伸端出，

33、軸徑比較大，故利用安裝溝槽使密封圈受到壓縮而密封，在介質壓力的作用下產(chǎn)生自緊作用而增強密封效果。箱體接合面的密封箱座與箱蓋的密封常在箱蓋與箱座接合面上涂上密封膠或水玻璃的方法實現(xiàn)。為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油槽使?jié)B入接合面之間的潤滑油重新流回箱體內部。七、箱體、機架及附件的設計1.減速器箱體的結構設計減速器箱體結構尺寸(由手冊上查得近似值)機體結構尺寸，主要依據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過底版固定，而地腳螺栓的尺寸又根據(jù)兩齒輪的中心矩a=269mm來確定的。名稱代號減速器箱體薦用尺寸齒輪減速器具體數(shù)值（mm）機座壁厚二級0.025a+389機蓋壁厚1二級0.02a+389機座凸緣厚b

34、b=1.513.5機蓋凸緣厚b1b1=1.5113.5機座凸緣厚b2b2=2.525地腳螺栓直徑dfdf=0.036a+12M24地腳螺栓的數(shù)目na>250500mm時，n=66軸承旁直徑d1d1=0.75dfM20機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d2d2=（0.50.6）dfM12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)l=150200180軸承蓋螺栓直徑d3d3=（0.40.5）dfM10窺視孔蓋螺栓直徑d4d4=（0.30.4）dfM10定位銷直徑dd=（0.70.8）d2M8螺栓至機壁距離C1至外機壁距離查表40C1至外機壁距離查表26C1至外機壁距離查表26螺栓至凸緣距離C2至凸緣邊緣距離查表16C2至凸緣邊緣距離查表16軸承旁凸臺半徑R1R1=C216R1R1=C216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定50外壁至軸承座端面距離=C1+C2+（510）50大齒輪齒頂圓與箱體內壁距離1>1.215齒輪端面與內機壁距離1>15機蓋筋厚m1m10.8518機座筋厚mm0.858軸承