機械設(shè)計課程設(shè)計說明書

39-/NUMPAGES43中北大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計講明書題目：用于熱處理車間清洗零件的傳動系統(tǒng)中的二級斜齒圓柱齒輪減速器班級：09級2班學(xué)號：姓名：專業(yè)：指導(dǎo)教師：2012年06月12日目錄TOC\o"1-3"\h\u27989設(shè)計任務(wù)書 -1-17344第一章傳動方案的分析及擬定 -2-25004第二章電動機的選擇及計算 -3-189592.1電動機的選擇 -3-64972.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 -3-258972.2.1總傳動比 -3-69172.2.2分配傳動裝置傳動比 -3-67922.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) -3-129732.3.1各軸轉(zhuǎn)速 -3-308182.3.2各軸輸入功率 -4-179902.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 -4-25403第三章傳動零件的設(shè)計計算 -5-34353.1設(shè)計Ｖ帶和帶輪 -5-32963.2二級展開式斜齒齒輪減速器設(shè)計 -6-207073.2.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 -6-185313.2.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 -9-14141第四章軸的設(shè)計及計算 -12-191524.1傳動軸的設(shè)計 -12-38754.1.1V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表 -12-99074.1.2主動軸 -13-197974.1.3中間軸 -15-1704.1.4從動軸 -19-25452第五章滾動軸承的選擇及計算 -22-116645.1主動軸的軸承設(shè)計工作能力計算 -22-322185.2中間軸的軸承設(shè)計工作能力計算 -24-120415.3從動軸的軸承設(shè)計工作能力計算 -25-27329第六章連接件的選擇及計算 -27-270056.1鍵的設(shè)計和計算 -27-144786.2聯(lián)軸器設(shè)計 -28-1722第七章箱體的設(shè)計 -29-211297.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 -29-21207第八章潤滑、密封裝置的選擇及設(shè)計 -31-211678.1潤滑密封設(shè)計 -31-3347設(shè)計小結(jié) -32-15250參考文獻 -32-設(shè)計任務(wù)書專業(yè)機電一體化班級09級（4）班學(xué)號2009044005姓名楚亞東設(shè)計題目：設(shè)計一熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器（下圖所示為其傳動系統(tǒng)簡圖），用于傳送清洗零件。已知條件：（1）工作情況：雙班制工作，工作平穩(wěn)，傳送運行速度同意誤差為EQ；（2）使用壽命：5年（3）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；（4）卷筒效率：0.96（包括卷筒與軸承的效率損失）；（5）原始數(shù)據(jù)：運輸帶所需扭矩運輸帶速度卷筒直徑。設(shè)計任務(wù)：（1）減速器裝配圖1張（×號圖）；（2）零件工作圖2張（×號圖）；（3）設(shè)計計算講明書1份。設(shè)計計算及講明結(jié)果傳動方案的分析及擬定1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相關(guān)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。其傳動方案如下：圖1-1:傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。其中查表可知V帶傳動效率為=0.96。傳動裝置的總效率＝0.96×××0.97×0.96＝0.759為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為9級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采納開式效率計算)。電動機的選擇及計算2.1電動機的選擇卷筒的轉(zhuǎn)速nn＝==45.38r/min運輸帶功率Pw:Pw===4.51KW電動機輸出功率P0:P0＝P/＝1.68/0.759＝2.22kW額定功率Pw:Pw=(1～1.3)P0＝(1～1.3)×2.22=2.22～2.88KW經(jīng)查表按推舉的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比＝8～40，則總傳動比合理范圍為＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:n0＝×n＝（16～160）×40.11＝641.76～6417.6r/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。查[1]表5-1（P120）選定型號為Y100L2—4的三相異步電動機，額定功率為3.0，滿載轉(zhuǎn)速nm=1420r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比2.2.1總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為：＝nm/n＝1420/40.11＝35.402.2.2分配傳動裝置傳動比＝×式中分不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?。?.5，則減速器傳動比為＝＝35.40/2.5＝14.16依照各原則，查圖得高速級傳動比為＝5，則＝＝2.8322.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)2.3.1各軸轉(zhuǎn)速＝＝1420/2.5＝568r/min＝＝568/5＝113.6r/min＝

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＝113.6/2.832=40.113r/min==40.113r/min2.3.2各軸輸入功率＝×＝2.88×0.96＝2.76kW＝×η2×＝2.76×0.98×0.95＝2.57kW＝×η2×＝2.57×0.98×0.95＝2.39kW＝×η2×η4=2.39×0.98×0.97＝2.27kW則各軸的輸出功率：

＝×0.98=2.71kW＝×0.98=2.52kW＝×0.98=2.34kW＝×0.98=2.23kW2.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:=9550=9550×2.88/1420=19.37N·m因此:＝××=19.37×2.5×0.96=46.49N·m＝×××=46.49×5×0.98×0.95=216.39N·m＝×××=216.39×2.832×0.98×0.95=570.532N·m=××=570.532×0.95×0.97=525.745N·m輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=45.56N·m＝×0.98=212.06N·m＝×0.98=559.12N·m＝×0.98=515.23N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min傳動比i輸入輸出輸入輸出電動機軸2.8819.3714202.51軸2.762.7146.4945.5656852軸2.572.52216.39212.06113.62.8323軸2.392.34570.532559.1240.11314軸2.272.23525.745515.2340.113P0＝2.22kWPw=2.22～2.88KWn0＝641.76～6417.6r/min傳動零件的設(shè)計計算3.1設(shè)計Ｖ帶和帶輪⑴確定計算功率查[2]表6-8（P75）得：,式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.⑵選擇帶型號依照,查[2]圖6-7（P76）選用帶型為A型帶．⑶選取帶輪基準直徑查[2]表6-2（P68）得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。?%～2%），查[2]表6-2（P68）后取。實際傳動比：從動輪的實際轉(zhuǎn)速：===570.28r/min從動輪的轉(zhuǎn)速誤差率為在內(nèi)，為同意值。⑷驗算帶速v在5～25m/s范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。⑸確定中心距a和帶的基準長度初步選取中心距：，初定中心距，因此帶長：=查[2]表6-3（P70）選取基準長度得實際中心距:取 ⑹驗算小帶輪包角,包角合適。⑺確定v帶根數(shù)z，由公式得依照，查[2]表6-5（P73），用線性插值法得查[2]表6-6（P74）查得功率增量為查[2]表6-3（P70）得帶長度修正系數(shù).查[2]表6-7（P75）,并由內(nèi)插值法得由公式得故選Z=3根帶。⑻計算預(yù)緊力查[2]表6-1(P68)可得,故單根一般Ｖ帶張緊后的初拉力為:⑼計算作用在軸上的壓軸力:3.2二級展開式斜齒齒輪減速器設(shè)計3.2.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算(1)材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線圓柱斜齒齒輪齒輪材料及熱處理①材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪250HBS取小齒齒數(shù)高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪210HBS,，取.②初選齒輪精度由查[2]表7-7（P107），選擇9級，齒根噴丸強化。(2)計齒輪傳動的要緊尺寸按齒面接觸強度設(shè)計公式：確定各參數(shù)的值:轉(zhuǎn)矩:查[2]表7-10（P112）載荷系數(shù)查[2]表7-11（P113）齒輪材料的彈性系數(shù)齒數(shù)和齒寬系數(shù)取小齒輪的齒數(shù)，則大齒輪的齒數(shù).因二級齒輪傳動為不對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，故查[2]表7-14（P115）選取(為齒數(shù)比,即)許用接觸應(yīng)力[]查[2]圖7-25（P110)查得、查[2]圖7-24（P110）,查[2]表7-9（P109）小齒輪的分度圓直徑計算摸數(shù)、當量齒數(shù)初選螺旋角查[2]表7-2取標準模數(shù)計算齒輪的要緊參數(shù)：傳動的中心距為：取，由于變化不大，故參數(shù)不必修正計算齒寬取(3)齒根彎曲疲勞強度校核確定有關(guān)參數(shù)于系數(shù)①齒形系數(shù)由[2]表7-12查得②應(yīng)力修正系數(shù)由[2]表7-13查得③許用彎曲應(yīng)力由[2]圖7-26查得，由[2]表7-9查得由[2]圖7-23查得由式子得：故：齒根彎曲疲勞強度校核合格。⑷驗算齒輪的圓周速度由[2]表7-7可知，選取9級精度是合適的。⑸幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖（略）3.2.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算(1)材料，熱處理及精度齒輪材料及熱處理①材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪250HBS取小齒齒數(shù)高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪210HBS,，取.②初選齒輪精度由查[2]表7-7（P107），選擇9級精度，齒根噴丸強化。(2)計齒輪傳動的要緊尺寸按齒面接觸強度設(shè)計公式：確定各參數(shù)的值:轉(zhuǎn)矩:查[2]表7-10（P112）載荷系數(shù)查[2]表7-11（P113）齒輪材料的彈性系數(shù)齒數(shù)和齒寬系數(shù)取小齒輪的齒數(shù)，則大齒輪的齒數(shù).因二級齒輪傳動為不對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，故查[2]表7-14（P115）選取(為齒數(shù)比,即)許用接觸應(yīng)力[]查[2]圖7-25（P110)查得查[2]圖7-24（P110）,查[2]表7-9（P109）小齒輪的分度圓直徑計算摸數(shù)、當量齒數(shù)初選螺旋角查[2]表7-2(P91)取標準模數(shù)傳動的中心距為：取實際的螺旋角，由于變化不大，故參數(shù)不必修正。計算齒輪的要緊參數(shù)：計算齒寬取(3)齒根彎曲疲勞強度校核確定有關(guān)參數(shù)于系數(shù)①齒形系數(shù)由[2]表7-12查得②應(yīng)力修正系數(shù)由[2]表7-13查得③許用彎曲應(yīng)力由[2]圖7-26查得，由[2]表7-9查得由[2]圖7-23查得由式子得：故：齒根彎曲疲勞強度校核合格。（4）驗算齒輪的圓周速度由[2]表7-7可知，選取9級精度是合適的。幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖（略）軸的設(shè)計及計算4.1傳動軸的設(shè)計4.1.1V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2.552.832

2.各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)568113.640.11340.1133.各軸輸入功率P（kw）（kw）（kw）(kw)2.762.572.392.274.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)46.49216.39570.532525.745

5.帶輪要緊參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶的根數(shù)z90224471140034.1.2主動軸⑴.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.76KW=568r/min=46.49N．m⑵.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為而圓周力F，徑向力F及軸向力的方向如圖示⑶.初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,正火處理,依照[2]，,取。因最小直徑與大帶輪配合，故有一鍵槽，可將軸徑加大5%，即，選用一般V帶輪，取大帶輪的轂孔直徑為，故取，大帶輪的基準直徑，采納3根V帶傳動，計算的大帶輪寬度。⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主動軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:(主動軸)①各軸段直徑的確定與大帶輪相連的軸段是最小直徑，?。淮髱л喍ㄎ惠S肩的高度取，則；選7005AC型軸承，則，左端軸承定位軸肩高度去，則；與齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則。②軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,大帶輪寬度為，軸承端蓋寬度30mm.箱體內(nèi)側(cè)與軸承端面間隙取，兩齒輪之間的距離取10mm，齒輪與箱體內(nèi)側(cè)的距離，分不為，，大帶輪與箱體之間的間隙。與之對應(yīng)的軸各段長度分不為，，，，，，首先確定頂軸承的支點位置時,查[1]P142附表6-3，關(guān)于7005AC型的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.⑸.求軸上的載荷主動軸的載荷分析圖:①畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。②畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：則③畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。⑤畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖（e）所示。⑥畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知C截面為危險截面，當量彎矩最大值為。⑦驗算軸的直徑因為C截面有一鍵槽，因此需要將直徑加大5%，則，而C截面的設(shè)計直徑為,因此強度足夠。4.1.3中間軸⑴.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.57KW=113.6r/min=216.39N．m⑵.求作用在齒輪上的力已知高速級大齒輪、低速級小齒輪的分度圓直徑為,圓周力、，徑向力、及軸向力的方向如圖示⑶.初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,正火處理,依照[2]，,取。因最小直徑與滾動軸承配合，直徑即為滾動軸承轂孔直徑。⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:(中間軸)①各軸段直徑的確定與滾動軸承相連的軸段是最小直徑，選7007AC型軸承，則；與左邊齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則，右邊齒輪配合的軸段直徑。②軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,箱體內(nèi)側(cè)與軸承端面間隙取，兩齒輪之間的距離取10mm，齒輪與箱體內(nèi)側(cè)的距離為。與之對應(yīng)的軸各段長度分不為，，，，。首先確定頂軸承的支點位置時,查[1]P140附表6-3，關(guān)于7007AC型的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.⑸.求軸上的載荷①畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。②畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：③畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。⑤畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖（e）所示。⑥畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知B截面為危險截面，當量彎矩最大值為。⑦驗算軸的直徑因為B截面有一鍵槽，因此需要將直徑加大5%，則，而B截面的設(shè)計直徑為,因此強度足夠。4.1.4從動軸⑴.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.39KW=40.113r/min=570.532N．m⑵.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為而圓周力F，徑向力F及軸向力的方向如載荷分析圖所示。⑶.初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,正火處理,依照[2]，,取。因最小直徑與聯(lián)軸器配合，故有一鍵槽，可將軸徑加大5%，即，選用聯(lián)軸器，取其標準內(nèi)孔直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查[2]P183表10-10，選取查[1]P115附表4-10，選取TL9型彈性套柱聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑故取，半聯(lián)軸器的長度,與軸配合的轂孔長度為。⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:(從動軸)①各軸段直徑的確定與聯(lián)軸器相連的軸段是最小直徑，?。宦?lián)軸器定位軸肩的高度取，則；選7012AC型軸承，則，右端軸承定位軸肩高度去，則；與齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則。②軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，軸承端蓋寬度30mm.箱體內(nèi)側(cè)與軸承端面間隙取，兩齒輪之間的距離取10mm，齒輪與箱體內(nèi)側(cè)的距離，分不為，，聯(lián)軸器與箱體之間的間隙。與之對應(yīng)的軸各段長度分不為，，，，，，首先確定頂軸承的支點位置時,查[1]P142附表6-3，關(guān)于7012AC型的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.⑸.求軸上的載荷從動軸的載荷分析圖:①畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。②畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：則③畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。⑤畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖（e）所示。⑥畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知C截面為危險截面，當量彎矩最大值為。⑦驗算軸的直徑因為C截面有一鍵槽，因此需要將直徑加大5%，則，而C截面的設(shè)計直徑為,因此強度足夠。滾動軸承的選擇及計算5.1主動軸的軸承設(shè)計工作能力計算軸承的受力分析圖：⑴計算兩軸承所承受的徑向力徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得⑵計算軸承的軸向力由[2]P223表12-13查得7005AC軸承內(nèi)部軸向力的計算公式為，故有繪出計算簡圖。因故可推斷軸承2被放松，軸承1被壓緊，兩軸承的軸向力分不為（負號表示的方向與圖示方向相反）⑶計算當量動載荷由[2]P222表12-12查得,而查[2]P222表12-12可得.由[2]P222表12-11取，則軸承的當量動載荷為⑷計算軸承的壽命因，且兩個軸承的型號相同，因此只需計算軸承2的壽命，取。查[1]P140附表6-3得7005AC軸承的。又有球軸承，取，則由式子得要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時），由此可見軸承的壽命遠大于預(yù)期的壽命，所選用的該軸承合適。5.2中間軸的軸承設(shè)計工作能力計算軸承的受力分析圖：⑴計算兩軸承所承受的徑向力已知徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得⑵計算軸承的軸向力由[2]P223表12-13查得7007AC軸承內(nèi)部軸向力的計算公式為，故有繪出計算簡圖。因故可推斷軸承2被放松，軸承1被壓緊，兩軸承的軸向力分不為（負號表示的方向與假設(shè)方向相反）⑶計算當量動載荷由[2]P222表12-12查得,而查[2]P222表12-12可得.由[2]P222表12-11取，則軸承的當量動載荷為⑷計算軸承的壽命因，且兩個軸承的型號相同，因此只需計算軸承2的壽命，取。查[1]P140附表6-3得7007AC軸承的。又有球軸承，取，則由式子得要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時），由此可見軸承的壽命遠大于預(yù)期的壽命，所選用的該軸承合適。5.3從動軸的軸承設(shè)計工作能力計算軸承的受力分析圖：⑴計算兩軸承所承受的徑向力徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得⑵計算軸承的軸向力由[2]P223表12-13查得7012AC軸承內(nèi)部軸向力的計算公式為，故有繪出計算簡圖。因故可推斷軸承2被放松，軸承1被壓緊，兩軸承的軸向力分不為（負號表示的方向與假設(shè)方向相反）⑶計算當量動載荷由[2]P222表12-12查得,而查[2]P222表12-12可得.由[2]P222表12-11取，則軸承的當量動載荷為⑷計算軸承的壽命因，且兩個軸承的型號相同，因此只需計算軸承2的壽命，取。查[1]P142附表6-3得7012AC軸承的。又有球軸承，取，則由式子得要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時），由此可見軸承的壽命遠大于預(yù)期的壽命，所選用的該軸承合適。連接件的選擇及計算6.1鍵的設(shè)計和計算⑴.主動軸段鍵裝帶輪處，選A型鍵，依照軸直徑，查[2]P174表10-7查得鍵截面尺寸。計算鍵長，查得鍵的許用應(yīng)力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表10-8查得，取。裝齒輪處，選A型鍵，依照軸直徑，由查[2]P174表10-7查得鍵截面尺寸。計算鍵長，查得鍵的許用應(yīng)力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表10-8查得，取。鍵標記為：鍵6×6×22GB/T1096—2003鍵標記為：鍵8×7×20GB/T1096—2003⑵.中間軸段鍵由于低速級小齒輪段軸直徑與高速級大齒輪段直徑相等，因此選用鍵的規(guī)格也應(yīng)當相同：選A型鍵，依照軸直徑，查得鍵截面尺寸。計算鍵長，查得鍵的許用應(yīng)力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表10-8查得，取。鍵標記為：鍵14×9×40GB/T1096—2003⑶.從動軸段鍵裝帶輪處，選A型鍵，依照軸直徑，查[2]P174表10-7查得鍵截面尺寸。計算鍵長，查得鍵的許用應(yīng)力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表10-8查得，，取。裝齒輪處，選A型鍵，依照軸直徑，查[2]P174表10-7查得鍵截面尺寸。計算鍵長，查得鍵的許用應(yīng)力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查[2]P175表10-8查得，取。鍵標記為：鍵14×9×70GB/T1096—2003鍵標記為：鍵18×11×63GB/T1096—20036.2聯(lián)軸器設(shè)計⑴.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.⑵.載荷計算.公稱轉(zhuǎn)矩：=570.532N．m查[2]P183表10-10，選取因此轉(zhuǎn)矩因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,因此查[1]P115附表4-10，選取TL9型彈性套柱聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1000Nm，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度,與軸配合的轂孔長度為。箱體的設(shè)計7.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計減速器的箱體采納鑄造（HT200）制成，采納剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采納配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，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。因其傳動件速度小于12m/s，故采納侵油潤油，同時為了幸免油攪得沉渣濺起，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。3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.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M6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，并加封油圈加以密封。C油標：油標位在便于觀看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蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F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.G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10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5~0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）8定位銷直徑=（0.7~0.8）8外機壁至軸承座端面距離=++（8~12）50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離>10機蓋，機座肋厚8.5軸承端蓋外徑+（5~5.5）120（1軸）125（軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（軸）150（3軸）潤滑、密封裝置的選擇及設(shè)計8.1潤滑密封設(shè)計關(guān)于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，因此其速度遠遠小于，因此采納脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+H=30=34因此H+=30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密