设计带式输送机的传动系统采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动.docx

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1、目录第一章设计任务书。11-1设计任务第二章传动系统方案的总体设计。12-1电动机的选择 2-2传动比的分配第三章高速级齿轮设计。43-1按齿面强度设计3-2 按齿根弯曲强度设计第四章低速级齿轮传动设计。124-1按齿面强度设计4-2 按齿根弯曲强度设计第五章各轴设计方案。175-1高速轴的的结构设计5-2中间轴的结构设计5-3低速轴的结构设计第六章 轴的强度校核。226-1高速轴的校核6-2中间轴的校核6-3低速轴的校核第七章 滚动轴承选择和寿命计算。26第八章 键连接选择和校核。288-1轴1上键的选择和校核8-2轴2上键的选择和校核8-3 低速轴上键的选择和校核第九章 联轴器的选择和计算

2、。28第十章 润滑和密封形式的选择。2910-1传动零件的润滑第十一章 箱体及附件的结构设计和选择。31总 结。321第一章设计任务书1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。3、使用期限：8年，大修期三年。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送带的工作拉力 F=1900N输送带的工作速度 v=

3、2.45输送带的卷筒直径 d=360mm第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示计算及说明结果2-1电动机的选择 1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：对滚动轴承效率。=0.99为齿式联轴器的效率。=0.99为7级齿轮传动的效率。=0.98输送机滚筒效率。=0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机攻率为：Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速方案比较方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1Y112M26.0KW300028902Y

4、112M46.0KW150014403Y132M166.0KW10009604Y160M186.0KW750720计算及说明结果综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下表：方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩3Y132M166.0KW10009602.02.0主要外形和安装尺寸见下表：2-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：传动系统各传动比为：2-3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴

5、1轴减速器中间轴计算及说明结果2轴减速器中间轴3轴减速器低速轴4轴工作机轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960309.7130.13130.13功率kw5.425.3665.25.0444.94转矩Nm53.9258.75171.4395.7387.8联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.12.381传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为PI=5.366kW，小齿轮转速n1=960r/min，传动比i1=3.1由电动机驱动，工作寿命8年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。各参数如左图所示计算及说明结果一、选定齿轮类型、精度等

6、级、材料及齿数。1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.124=74.4取Z2=75。3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：d1t2.323KTIdu1u（ZEH）21） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：T1=95.5105PI nI=95.510

7、55.366960Nmm=5.88104 Nmm1） 由表10-7选取齿宽系数d=1。2） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。3） 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。4） 计算齿轮应力循环次数：N1=60nIjLh=609601（1836510）=1.68192109N2=N1i1=1.681921093.1=5.431087）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88；KHN2=0.918）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-

8、12）得：H1=KHN1lim1S=0.88600MPa=528MPa计算及说明结果H2=KHN2lim2S=0.91550MPa=500.5MPa2）计算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。d1t2.323KT1du1u（ZEH）2=2.3231.33.2810414.463.46189.8500.52mm46.21mm2）计算圆周速度v。v=d1tN1601000=3.1446.21960601000m/s=2.32m/s3)计算齿宽b。 b=dd1t=146.21mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比bh。模数mt=d1tz1=46.2124mm=1.93mm齿高h=

9、2.25mt=2.251.93mm=4.34mmbh=46.214.34=10.655)计算载荷系数。根据v=2.32m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.20；直齿轮，KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417。由bh=10.65，KH=1.417查图10-13得KF=1.35；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.2011.417=1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=46.2131.70041.3mm=50.4mm计算及说明结果7)

10、计算模数m。m=d1z1=50.424mm=2.1mm3-2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m32KTIdz12Y FaY S aF 1)确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380 MPa；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87；3） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F 1=KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF 2=KFN2FE2S=0.873801.4MPa=236.1

11、4MPa4） 计算载荷系数K= K=KAKVKFKF=11.2011.35=1.625） 查取齿形系数。由表10-5查得Y Fa1=2.65，Y Fa2=2.206。6） 查取应力校正系数。由表10-5查得Y Sa1=1.58，Y Sa2=1.745。7） 计算大、小齿轮的Y FaY S aF 并加以比较。Y Fa1Y Sa1F 1=2.651.58303.57=0.0138Y Fa2Y Sa2F 2=2.2061.745236.14=0.0163因此，大齿轮的数值大。)设计计算m321.623.2810412420.0163mm=1.44mmm=2.1mmK=1.62计算及说明结果对比计算结

12、果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.40mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=50.401.5=33.634大齿轮齿数z2=3.4534=117.3，取z2=118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=341.5mm=5

13、1mmd2=z2m=1181.5mm=177mm（2） 计算中心距a=d1+d22=51+1772mm=114mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=151mm=51mm取B2=51mm，B1=56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率P2=3.2kW，小齿轮转速n2=278.3r/min，传动比i=2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.3） 材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1选择小齿轮材料为40G

14、r（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。Z1=34Z2=118mm计算及说明结果4） 选小齿轮齿数z=24，z=2.6524=63.6，取z2=64。4-1按齿面强度设计设计公式为：d2t2.323KTIIdu1u（ZEH）21)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数：Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩：T2=95.5105P2n2=95.51053.2278.3 Nmm=1.098105 Nmm2） 由表10-7选取齿宽系数d=1。3） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。4） 由图10-21d

15、按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550MPa。5） 计算齿轮应力循环次数：N3=60n2jLh=60278.31（1836510）=4.876108N4=N1i2=4.8761082.65=1.841087）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN3=0.91；KHN4=0.9218）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：H3=KHN3lim3S=0.91600MPa=546MPaH4=KHN4lim4S=0.921550MPa=506.55MPa2)计算1) 试算小齿轮分度圆直径d2

16、t，代入H中较小的值。计算及说明结果d2t2.323KtT2du1uZEH2=2.3231.31.09810513.652.65189.8506.552mm70.11mm2)计算圆周速度v。v=d2tn2601000=3.1470.11278.3601000m/s=1.02m/s3)计算齿宽b。 b=dd2t=170.11mm=70.11mm4)计算齿宽与齿高之比bh。模数mt=d2tz3=70.1124mm=2.92mm齿高h=2.25mt=2.252.92mm=6.57mmbh=70.116.57=10.6715)计算载荷系数。根据v=1.02m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV

17、=1.1；直齿轮，KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.420。由bh=10.671，KH=1.420查图10-13得KF=1.38；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.111.420=1.5626）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d2=d2t3KKt=70.1131.5621.3mm74.4mm7)计算模数m。m=d2z3=74.424mm=3.1mmH=6.57mm计算及说明结果4-2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m32KT2dz32Y FaY S a

18、F 1）确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380 MPa；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.87，KFN4=0.89；3） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F 3=KFN3FE3S=0.875001.4MPa=310.70MPaF 4=KFN4FE4S=0.893801.4MPa=241.57MPa4） 计算载荷系数K= K=KAKVKFKF=11.111.38=1.5185） 查取齿形系数。由表10-5查得Y Fa3=2.65，Y Fa4=2

19、.256。6） 查取应力校正系数。由表10-5查得Y Sa3=1.58，Y Sa4=1.738。7） 计算大、小齿轮的Y FaY S aF 并加以比较。Y Fa3Y Sa3F 3=2.651.58310.70=0.0135Y Fa4Y Sa4F 4=2.2561.738241.57=0.0162因此，大齿轮的数值大。2)设计计算m321.5181.09810512420.0162mm=2.11mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积

20、）有关，可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径d2=70.11mm计算及说明结果算出小齿轮齿数z3=d2m=70.113=23.3724大齿轮齿数z4=2.6524=63.6，取z4=64这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=243mm=72mmd4=z4m=643mm=192mm （1） 计算中心距a=d3+d42=72+1922mm=132mm（3）计算齿轮宽度b=dd3=172mm=72mm取B4=72mm，B3=77mm。第五章各轴设计方案5-1高速轴

21、的的结构设计1)、求轴上的功率转速转矩2)、计算作用在齿轮上的力：转矩：圆周力：径向力：3）、初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。计算及说明结果4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-1。 1 2 3 4 5 6 7图3-2-1 输入轴轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为T

22、L4,与输入轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段的直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段总长为。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。对于轴承端盖的宽度有e=1.26=7.2mm，取轴承端盖的宽度为41mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2=71mm。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305深沟球轴承。宽度。所以轴

23、段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。计算及说明结果轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离a=11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取s=10mm，已知滚动轴承宽度为B=17mm第一个小齿轮轮毂宽度为77mm，在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为30mm，则此段轴的长L4=77+10+11+10630=72mmL3=B+s+a+5652=42mm取其直径为d4=32mm轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故h0.0728=1.96，h=4mm，则轴环处直径d5=34mm。轴环宽度b1.4h，取L5=8mm。轴段6：为安装齿轮部分，

24、齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为25mm，长度为47mm。5-2中间轴的结构设计1）、求2轴上的功率转速转矩2）、计算作用在齿轮上的力： 转矩：圆周力：径向力：计算及说明结果3）、初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2所示。 1 2 3 4 5图3-2-2 中间轴4）、.轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和

25、长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故h0.0735.5=2.485，取h=4mm，则轴环处直径d3=43mm。轴环宽度b1.4h，取L3=12mm。轴段4：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77

26、mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度计算及说明结果5-3低速轴的结构设计1）、求轴上的功率转速 转矩2）、计算作用在齿轮上的力： 转矩：圆周力：径向力：3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。 7 6 54 3 2 1图3-2-3 输出轴

27、选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：。计算及说明结果根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段的直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段的长度为轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度

28、。轴段：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故h0.0750=3.56，取h=4mm，则轴环处直径d3=58mm。轴环宽度b1.4h，取L3=10mm。轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。长度为综合计算后得到的段:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。轴承端盖的宽度为35.4mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l6=65.4mm。轴段:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为。为保证定位要求，半联

29、轴器左端用一套筒定位，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段总长为。第六章 轴的强度校核6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力51计算及说明结果而：圆周力径向力在垂直面上：F=0，FR=FNV1+FNV2解得：FNV1=344.76N FNV2=234.5N在水平面上：解得FNH1=1661.6N FNH2=644.3N危险截面在安装齿轮处d=25mm 所以轴安全。弯矩图如图3-2-4计算及说明结果6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最

30、后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力径向力作用在小齿轮上的力圆周力径向力在垂直面上：F=0，FR1+FR2=FNV1+FNV2=705+1731.9=2437.9N解得：FNV1=1103.77N FNV2=1334.13N在水平面上计算及说明结果解得：FNH1=166.79N FNH2=1979.68N所以轴安全。6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力227.5而圆周力径向力在垂直面上：F=0，Fr=FNV1+FNV2解得：FNV1=450.08N FNV2=839.35N在水平面上：解得FNH1=1236.

31、6N FNH2=2306.08N危险截面在安装齿轮处d=50mm 计算及说明结果所以轴安全。弯矩图如图3-2-6计算及说明结果第七章 滚动轴承选择和寿命计算1）.高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=25mm 外径D=62mm 宽度B=17mm校核轴轴承是否满足工作要求1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：计算及说明结果查表13-5有：，取，得：因此轴承1危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，

32、对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052）.中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、计算及说明结果（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计

33、算轴承工作寿命：2）低速轴上轴承采用6309型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=45mm 外径D=100mm 宽度B=25mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图如图3-3-3。计算及说明结果（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：计算及说明结果因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型

34、号最终确定为：6309第八章 键连接选择和校核8-1高速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径,查表13-20得（联轴器）键1：（小齿轮）键2：2键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长；键1：；键2：查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：计算及说明结果键2：所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1：632 GB1096-79键2：840 GB1096-798-2中间轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径 ,查表13-20得（大齿轮）键1：（小齿轮）键2：2键的校核键长度小于轮毂长

35、度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1：；键2：查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：键2：所以所选用的平键强度足够取键标记为： 键1：1040 GB1096-79键2：1063 GB1096-79计算及说明结果8-3 低速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径,查表13-20得：（大齿轮）键1：（联轴器）键2：2键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。 键1：；键2：查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：键2：所以所选用的平键强度足够取键标

36、记为：键1：1463 GB1096-79键2：1270 GB1096-79第九章 联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。计算及说明结果低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为，则：。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。第十章 润滑和密封形式的选择10-1传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，并且传动装

37、置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。2滚动轴承的润滑轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。二、减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。1.轴外伸端密封毛毡圈油封。2.轴承靠箱体内侧的密封挡油环3.箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联

38、接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于150200mm。计算及说明结果第十一章 箱体及附件的结构设计和选择箱座壁厚：，而，0.025151.25+3=6.78所以，取=10mm。箱盖壁厚：，所以，取。箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm. 箱座、箱盖的加强肋厚：。地脚螺钉的直径：=20mm；数目：6。轴承旁联接螺栓的直径：d1=0.75df=0.7520=15取d1=16mm；箱盖、箱座联接螺栓的直径：=12mm 轴承盖螺钉直径和数目：轴：d3=6mm n=4 轴：d3=8mm n=4,轴：

39、d3=8mm n=4。轴承盖外径：（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。轴承旁凸台高度和半径：=22mm外箱壁到轴承座端面的距离：l1=52mm。齿轮顶圆与内箱壁距离：取：=10mm。齿轮端面与内箱壁距离：取：=11mm。轴承端面至箱体内壁的距离，脂润滑时：=10mm旋转零件间的轴向距离：=14.5mm计算及说明结果齿顶圆至轴表面的距离：大齿轮顶圆至箱底内表面的距离：=40mm箱底至箱底内壁的距离：=20mm减速器中心高：箱体内壁轴向距离：附件的设计1） 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固2） 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。3） 油塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。4） 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。5） 通气孔：减速器每工作