二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.docx

设计计算及说明主要结果1.引言(I)运输带工作拉力：F=1.<XX)Af:(2)运输带工作速度：v=I.4m,v(±5%):(3)滚筒直径：/)=300"”；(4)工作寿命：10年单班制工作；(5)工作条件：连续单向运转，工作时有稍微振动。2传动装量设计2.1传动方案绽开式二级圆柱齿轮减速器，如图I所示。,1<p11>XXXXJ1.H1.1I,图1减速器传动方案绽开式二级圆柱齿轮减速器传动路途如下：电动机联轴器j»减速器Id联轴器，带式运输采纳二级圆柱齿轮设计，其效率高，工作耐久，且修理简便.卷，低速级均采纳直齿齿轮，传动较平程，动载荷也较小，可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不匀称，因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。同时由于减速传动，使输出端扭矩较大，在选择轴和轴承的时候要特殊留意。2.2选择电机2.2.1 类型Y系列三相异步电动机。2.2.2型号<1)电动机容量1、工作机所需功率RyV=I.nj.F=19f,£)=300/，rjw=0.96八Fv1900x1.4、P11=2.77(Aw)”Iax)卬100OXo.962、电动机的输出功率5=%小包参考文献1表12-8得：弹性连轴器传动效率秋=0994,齿轮联轴器传动效率2=OA闭式网柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率小=0.97滚子轴承传动效率小=0988传动装笆总效率2=892P1=生=NZ1.=3.106(Rw,小0.8923、电动机的额定功率由参考文献1表201选取Y132M-4型号电动机额定功率=必卬(2)电动机的转速1、工作机主轴转速60×100Ox1.4.Wn1.=89.172r1.mtnn'3(X)2、各级传动比可选范围查参考文献1表2-2得P=2.77(h)Z=O.892Pt1.=3.106AWPfj=4kw两级绽开式圆柱齿轮减速器的传动比范围1.为8-403、电动级转速的确定电动机可选转速范围11m=ian=(840)×89.172=713.383566.88r11in从参考文献U表I9T查得：同步转速为1500rmin满载转速为1440rmin电动机额定功率七=必明制表如卜：同步转速1500rnin满载转速nn=1440rminY112M-4电动机型号额定功率(kw)电动机转速(rmin)同步满载Y132M-44150014404、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸由参考文献1表19-3得到电动机型号为Y132M-4,主要技术数据如下：型号额定功率(kW)满载转速(rmin)堵转转矩额定转矩Y132M-4414402.2电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表。中心高H外形尺寸i-+adhd底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径W轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×C112400×305×265190x1401228x608x242.3传动传动比安排2.3.1总传动比幺=J=6.149"n,89.1722.3.2安排各级传动比u=16.149=1X/,11 =1.4/,1.=4.77512 =3.3962.4传动装式的运动和动力参数2.4.1各轴转速n(rmin)电动机轴为O号抽，高速到低速各轴依次为1、2、3号轴“a=11n=440rminM1=生=上也"min=I44rminIn,-=史2_rrnin=302.84”min,ini1.1×4.775=-三-=r/minS9.175rnin/01.1×4.755×3396%=%=89.175r/min2.4.2 各轴输入功率P(kW)Po=Pd=3.106AWP1=3.106x0.994依y=3.0P2=Py,x=3.09×0.97×0.98Ah=2.94h,Pi=P1yi=2.94×0.97×0.98Aw-2.79uPa=PE叫a=2.79O.99O.98vv=2.7IAW2.4.3 各轴扭矩T(Nmm)T11=9.550X106×-=9.550Nm=20.63/V-mnn1440Ti=T1.=9.550×0.994<m=20.5ONmT2=T1.xJ1.=2().5OX0.97×0.98×4.775N-m=92.67/Vntr=T2yJ2=92.67×0.97×0.98×3.396N-m=299.16N-mTt=T.24=299.16×0.99×0.98×3.396/Vm=29().24N-m1.=4.775i2=3.396"»=1.440rminn1=1440rmin11,=30284r,'minn,=89.1.75rminn1.=89.175rnin4=3.106"Pi=3.09£卬=2.94kwG=2.79hPi=2.1kw=20.63fzjT1=20.50Nm项目电动机轴1234转速(rmin)14401440302.8489.1889.18功率（kw）3.1063.092.942.792.71转矩(N.m)20.6320.5092.6729%16290.24传动比14.7553.3961效率0.9940.95060.95060.9702最终数据如下:T2=92.67Nwx=299.16jV4=290.24NM3传动零件设计3.1 高速级3.1.1 选定齿轮类型'精度等级、材料及齿数（1）依据给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱尚轮：（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度：（3）材料选择z1.=202=95选取：小齿轮的材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢（调质）,硬度为24OHBS,二者硬度差为40HBS：（4）选小齿轮的齿数为马=20大齿轮的齿数为i×ii=20x4.755=95.24Zz2=953.1.2 按齿面接触强度设计：2闻若答岛尸（1）确定公式内的各计算数值：1）初选K,=1.34）计算小齿轮传递的转矩7；=2（）.5OfM5）由参考文献2表10-6查取材料弹性影响系数：ZE=I898W尸屋6)依据参考文献2表10-7取厩=I7)由参考文献2图10-21(d)按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲惫强度极限：<mi=60()AfPa大齿轮的接触疲惫强度极限：<wm2=5508)计算应力循环次数：M=60叭=6()x14401.×(2830010)=4.1472IO9乂=任芷=0.873XB1.4.7559)由参考文献2图10-19由循环次数查得，接触疲惫寿命系数：Khvi=0.9().Kz=().9610)接触疲惫许用应力取失效概率为,平安系数S=I,得：(<7,J1.=.KHNdI叫=09X600=540M/：Sw,=o.96×55O=528f*SID许用接触应力的计卯,1=(wI1+w)2)=1(54()+528)MP11=534MPa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径K,=1.3Ti=20.50NwZc=I89.8P</Rt=IM=4.1472XIO/V2=0.873XIO9Kg=O.92KMI1.1S=I,J=554AfP14,22.32;留四(衿)2J1.3×2O54.76+1/89.8、，××()mmVI4.76528=3133mm2)计算圆周速度z,i,%X37.33x1440.V=u-j-=m1.s6()×10(X)60x10()0-2.81/H/s3)计算齿宽力及模数研b=%d=1X37.33znr"=31.33nundu37.33.nn,=-1.1.mm=1.55(wn“Z120h=2.251.=2.25×1.556w?=3.5"UHb37.33n5h3.55)计算载荷系数由参考文献2表10-2得运用系数3=1.25,由图10-8得动载系数匕=1.15由表10-4%,=1.449,图10-13%=1.38直齿轮Ms=Ma=I故载荷系数为k=kAk,kHakHf1.=1.251.15×1.×1.449=2.0836)按实际载荷系数校正所得分度圆直径4=37.33×=43.68wi7)计算模数rf=3733wnV=2.81.nsb=3733mmmn1.=1.556nunh=3.5nm-=10.67£=2.083W=包=”史=1.82z1.203.1.3按齿根弯曲强度设计由z；p(1)确定计算参数1)由文献(2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限=5A代大齿轮的弯曲疲惫强度极限b.=38()fP12)由图10-18取弯曲疲惫寿命系数km=0.85.a,=0.9()3)计算畤曲疲惫强度许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4In1.="阳=°S5x5OO=30357A/,S1.4fJ=即-PfC=09°x38°MR=244.29M/：S1.44)计算载荷系数k=kAkvkFakf(,=1.25×1.15×1.×1.28=1.845)查取齿形系数由文献表10-5yru1.=2.65.tf,=2.1.686)隹取应力校正系数由文献表10-5rv1.,=1.58.,=1.8()27)计算大、小齿轮的匕强并比较crr4=43.68"iw"7=1.82m=5(X).Wfc1.=380AfP1b,”=°85fnz=09°n=303.57.WIrTFJ=24429,M氏=1.841.=2.65=21681.=2.65/s=2.168诏=咨且至=0.01379r1.303.57=2168×18o2O.O15992f>244.29大齿轮数值大<2)计算)2.8420500=1;；×().015992"，V1x24-=1.2肌对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数大F由齿根弯曲疲惫强度计噌的法面模数。因此,取W=方已可满意弯曲强度的要求，需按齿面接触疲惫强度所得的分度圆直径4=43.68”来计算齿数.2=竺竺5=21.84m2IUz1.=22.Z2=/,z1=4.755×22KM.61圆整取Z2=%3.1.4相关几何尺寸的计算<1)中心距(,+z1)m(22+1.05)×2a=!=mm22=IT1.tnm(2)计肾大、小齿轮的分度圆直径4=z,w=22×2nvn=44mnd2=z2m=IO5X2nun=210，"(3)计算齿轮宽度=0.015(Ehm=1.281111m=2tnmZ1=22Z2=105a=127mm4=44WIh=1.=I×44nvn=44nun取生=44v.B1=49u3.2低速级3.2.1选定齿轮类型'精度等级、材料及齿数（1）依据给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮：（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度：（3）材料选择选取：小齿轮的材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢（调质）,硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS：（4）选小西轮的齿数为Zj=24,大齿轮的齿数为4=ZSXj=24x3.396=81.501取4=823. 2.2按齿面接触强度设计：W,232j竽.四（修）2V1.tu1.1.（1）确定公式内的各计算数值：1）初选K,=1.32）计郭小齿轮传递的转矩T2=92.67,m3）由参考文轼2表10-7选取齿宽系数,=I4）由表10-6杳取材料弹性影响系数：Zf=I89.8MP屋5）由参考文献2图10-21（d）按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲惫强度极限：600,HPa大齿轮的接触疲惫强度极限：d2=210nvnB2=44"”B1=49”Zj=24,“82&=1.3T2=92.67N,“.=1.Zc=I89.8P</b=550A加I6)计算应力循环次数：N1.i=(iOnj1.1.,=60×3O2.84×1×(2×8×3(X)×10)=0.8718×IO9%im3=6Oos=0.8718x1002567x10,i23.3967）由参考文献2图10-19由循环次数杳得，接触疲惫寿命系数：b”um，=55OMraN；=0.8718x1.'KMVJ=O.96,KaN1.o.988）接触疲惫许用应力取失效概率为【心平安系数S=I,得：,j=KHNSTImS=096x600=576Mg/V,1.=0.2567X1.O1K"W3=O96,tt=""".加乜=()98X550=539/S10)许用接触应力的计算I"1=；(1b“h+1b"1.)=：X(576+539)MP"KHNI=O.98S/=576=557.5.W;1.1.i539MP11（2）计算1）试算小齿轮分度恻直径%,232件电昌尸1.1.=551.5MPVhU<rwc,J1.6x9267003.396+1189.8,=232××()-nunVI3396539=62.512mm2)计算圆周速度M.x62.512x302.84,d2t=62.512IW60×100060x1000=0.991，/$3)计算齿宽b及模数人，b=jd21.=I×62.5I27wm=62.512。叫=乙=62512nun=2.605nun24h=2.25nf=2.25X2.(05mm=5.S6()5wn=12=10,6745.8605p=0.99Iw/55）计算载荷系数由参考文献2表10-8得动载系数A=1.o9b=62.5"由表10-4%=1.422,查图10T3%=.35由表10-2得运用系数3=1.25m1.=2.605nvnh=5.8605"”-=10.67直齿轮号=Mu=I故载荷系数为k=kvkakHfi=1.25×1.09×1.×1.475=1.9856)按实际载荷系数校正所得分度圆直径di=d3,=62.512×F=71.985/«»h7）计算模数"*=Z三=300ZJ243.2.3按齿根弯曲强度设计瓦HjJ1.=1.985</,=71.985<1）确定计算参数1）由文献（2图IO-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限Ses=500M4,大齿轮的弯曲疲惫强度极限“的=380A优，2）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数m=3.(X)kwf=0.87.w4=0.893）计算弯曲疲惫强度许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.40）=%TJg=0.87x500=3（）7'3S1.4t4=°：89"80Mp=24157M?S1.44）计算栽荷系数k=用#AzAM=1.25×1.09×1×1.42=1.9355）杳取齿形系数由文献表10-5Ym2.65,Ym=2.2166）查取应力校正系数由文献2表10-5%b=1.58,%4=1.7727）计算大、小齿轮的争冬并比较1.<r%=265*1.58=0013476r3310.71=约W72=0.016255t1.241.57大囱轮数值大<2）计算%；j2×1.935×92670CnQ<<=I；×0.06255“V1x24-=2.163Mf对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计兑的法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数。因此，取,=25n”己可满意弯曲强度的要求，需按齿面接触疲惫强度所得的分度圆直径4=71.9115""”来计算齿数。,=5(X)ft4=380AfP1S=1.4|a/3=3IO.71.WrJ=241.57/R=I.9351.产2.65=2.216“1.581.=772-=0.01.34IbJ3丫&&=0.0162。J4n=2.6itnnZ1.='=28.794取马=29m2.51U3=29.z4=2zj=3.396×2998.484圆整取为=,用3. 2.4相关几何尺寸的计算<1)中心距(z,+z.)(29+98)×2.5a=-三=m/ft2cos2=158.8mm圆整为=I5Jh"i<2)计算大、小齿轮的分度网直径Jj=z3×=29×2.5mm=72.5IrHdi=×m=98×2.5m=245nun(36)计算齿轮宽度h=伞/、-1X725"Im=12.Snvn圆整后8、=78，B1=73，H齿轮参数如下：m=2.5mfz,=29ZI)=98a=158mndi=12.5nvnd4=245nonB=78”B1=73dmZaba高速级大21021051274420o小442249低速级大2452.598158737'72.529784轴的设计4.1低速轴的设计4.1.1低速轴的运动参数功率P.=2.79kw转速Hj=89.1.75rnin转矩7；=299160M"w4.1.2 初步承定轴的最小直径<=A>e=112XyV"1=35.29m11输出轴的最小直径是安装联轴器处的直任。选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径4与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴罂型号。联轴器计算转矩a=K/由文献1表14T,考虑到转矩改变很小，取KA=I.3几=Kr=I.3×299I6ONnun=388908Ntm转矩兀应小于联轴器公称转矩，选用1.T7型弹性套柱销联4,“=35.29”“釉耦，其388.988XIOW,，半联轴器孔径4=40m,故取4=40v”，半联轴器长度A=I1.2w？，半联轴器与轴协作的毅孔长度乙=的。4.1.3 轴的结构设计(1)拟定方案如下图所示(2)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度Tia=388908N-1.T71)为了满意半联轴心的轴向定位要求，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径&=50”，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取密封圈直径d=50三,半联轴器与轴协作的鼓孔长度为81m,为J'保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取I段的长度应比协作长度略短一些，取1.=82"“2)初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并依据W=50W,由轴承产品书目初步选取0尺寸系列，标准精度等级的深沟球轴承6011,则d×D×B=55/w11×9011h×iHtruti.故J,=d1=55nun：而h=18”。各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度.d1.=40mmIt=82，di=5()vI2=44nun4=55uh=37mmd,1.=60nvnI1=70,Hmd,=IOntrtt5=9nttndf1.=62/;w/6=()5ntd-,=55nttnI1=18ww?(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采纳平键联接。按4和4由文献1查得平键X/】X1.=12mmX×IOnim,协作为H7r6o按4和/一由文献查得平键b力X1.=ISmm×1nnt×50nn，协作为H7r6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2X45'圆角半径为Imm4.2高速轴的设计4.2.1高速轴的运动参数功率耳=3.09Jtn-转速.=1440"min转矩7；=2050()N4.2.2作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度网直径为劣=21.0,m?c27；2×205.,1.o.,.vF,=1.=N=195.24/V,di210E=Gtana=I95.24tan20N=71.06N4.2.3初步确定轴的最小直径输出轴的圾小直径是安装联轴器处的直径。由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为4()Cr调班处理。为使所选轴的直径4与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴潜型号。联轴器计算转矩兀=KJ由文献1表卜17,考虑到转矩改变很小，取KA=1.3Tia=KJ1.=3×2(»X)Nnun=2665()/Vnm转矩%应小于联轴港公称转矩，选用1.T3型外性套柱箱联轴器，具26.65×'N-Iimi.半联轴器1孔径J1=16WI.故取4=16。，半联轴器长度1.=42/？，半联轴器与轴协作的较孔长度£,=30"”。4.2.4轴的结构设计(1)拟定方案如下图所示4“M=14.446IW7,=26650N“wr1.T3<2)依据抽向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并依据W=25m”初选深沟球轴承6005,Kd×D×=25×47×2.1.=2nvn(3)小齿轮的分度圆直径为44mm,其齿根圆直径(44-2.5X2-39mm)到便槽底部的距离e<2Xnu=4mm,故I轴上的齿轮必需和轴做成体，为齿轮轴，故4=51."w为齿顶圆直径，4=W=25"，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器抽孔长度确定。则轴的各段直径和长度：J1=16ImIi-28/WMdi=2OvA=50?？=25JW=12MWidi=28=100"<jv=51nun5=49n»u<6-35nun6-9"Imd1=25ItvttI7=18，n/(4)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴冷与轴的周向定位采纳平键联接。按4f1.由文献口杳得bh=5nun×5tnn,长为2211un,协作I:r6<5)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为1x45圆角半径为Imm4.3中间轴的设计4.3.1中间轴轴2上的运动参数功率P2=2.94Aw转速a=302.84rnin转矩T=9267()N“wj4.3.2初步确定轴的最小直径采纳齿轮轴故选取轴材料IOCr,调质处理I2941I2×Jnun=23.89”V302.844.3.3轴的结构设计(1)方案如下图所示d-=23.89EIn(2)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，选用深沟球抽承.参照工作要求并依据，&=35"初选深沟球轴承6006.4=30"d2=35/Wi=39HViid4=33mrn4=30u其Cx/)x8=30x55x13Z1=28"/,=15Iivrt/,=9"ImI4-42nunIf=30I1.U1.1.(3)轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位均采纳平健连接。di=35,nw.协作选用平傻I()>n×Smm×63mr,:r6大齿轮与轴的周向定位均采纳平键连接。(i1.=33NMM.协作选用平锭I(Vw11×Hmm×3(>n11/.史:r6(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为1x45圆角半径为Imm4.4中间轴的弯矩和扭矩4.4.1 求轴上载荷首先依据轴的结构图做出轴的计算简图（如卜-图）。在确定釉承的支点位置时,应从手册中查取a值,时丁深沟球轴承6006轴承，由手册中置取a=200依据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1）确定力点与支反力与求轴上作用力2）作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为由=217低速级小齿轮的分度圆直径为4=73"»”生=经生四N“d2217Fri=F,1.iana=854.Ixtan2()/V=310.867V小/甘N=25389SVFr2=F12tana=2538.9()×tan2()N=924.085/V做出轴的弯矩图和扭矩图MvM1.1.1.1.1.1.IbK从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危急截面.现将计修出危急截面处的力矩值列于卜表载荷水平面H垂直面V支反力FFhi=1231.25Fw2=162251.VFw=481.2VFw2=835.3N弯矩MMH=85612.32N"wM=38521.6N"W"总弯矩M=yM=93879.62Nmm扭矩TT2=2991«)N>vn4.5校核中间轴的强度4. 5.1按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。依据上表中的数值，并取=06,轴的计算应力,v就'1.j(b-t)'.1.o.j322dJA/2+(a.:ea=48.36MPaeW选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献2表15-1直得,=9AIPa,因此.a<口_,故平安。5滚动轴承的选择4.1 低速轴上的轴承4.1.1 轴承的选择轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并依据W=50叼,选取深沟球轴承6011.则d×D×H=55nun×1.)()n×I8”i。5. 1.2、校核轴上齿轮受力E=2442J22NFt=888.86N轴转速%=89175r/min,运转中有稍微冲击，要求寿命A=X8X3(X)XIo=24(XX)h,查深沟球轴承样本可知6011深沟球轴承的基本额定载荷C,=302OON基本额定静载荷C0,=21SX)r(1)轴承受到的径向载荷七和Fn%=61ONFr2=278N(2)求当量动载荷4和A由文献2表13-5杳得X=I因轴承在运转过程中有为梢微冲击，由文献2表13-6.4=1.01.2,取f,=1.1。则”“=61ON4=/4=305.8,V(3)验算轴承寿命因为4>P?,所以依据轴承1受力大小验算,IO6fCYIO6f30200Y'.1.a=-=-XIIi=22679681>1.h60W60x89.1751610J故所选轴承满意工作要求，平安。5.2高速轴上的轴承5.2.1轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承.参照工作要求，初选深沟球轴承6005其尺寸为<×Dxf1.=25×47×12»5.3中间轴上的轴承5.3.1抽承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。参照工作要求，初选深沟球轴承6006其尺寸为4x0x8=30x55x13。6键连接的选择6.1 低速轴上的键6.1.1 键的选择由轴的设计可知，低速轴上左端的键尺寸为XaX1.=I8/加×1mm×右端的键的尺寸为h×h×1.=IfItiun×mn×1.(>nrt6.1.2连接强度校核键、轴和轮毅的材料都是钢，由文献2表6-2杳得许用挤压应力J=1.(X)21)MP,取r=5M1.左端的键：工作长度/=/.一力=5(wj-1ntn=32ntn键与轮毅键槽的接触高度k=O.5h=O.5×mn=5.5rfn由文献式(6T)可得2000T2000x299.16.,mpA.1.,mp2=kid55×32x60=5666M2J=U5Mi故键足够平安犍的标记为:GB/T1096-2003键18×1.1.×50右端的键：工作长度1.=1.-b=1.()n-12i)un-5nn键与轮毅键槽的接触高度A=O.5=0.5XsWm=4"”由文献2式(6-D可得Jt2000T2000x299.16,.111.,nbrt=-=二=64.47,WPf.=115P"kid4×58×4()“5故键足够平安键的标记为：GB/T1096-2003键I2×8×7O6.2高速轴上的键6.2.1键的选择由轴的设计可知，高速轴上的键的尺寸为5nn×5mm×22mm6.2.2连接强度校核健、轴和轮毅的材料都是铜，由文献2表6-2杳得许用挤压应力J=100-1.2OP,取i,=5MP,工作长度I=1.-b=22"Im-5nm=1Imm健与轮毅键槽的接触高度k=0.5=0.5x5“=2.5nun由文献2一式(6-1)可得200OT2OOO2O.5OMOQ“01.wppkid2.5×I7×16"I相"故键足弱平安键的标记为：GB/T1096-2003键5×5×226.3中间轴上的键6.3.1键的选择由轴的设计可知，左端的键尺寸为b×h×1.=1Onun×Hmm×3()tntn右端的键的尺寸为b×h×1.=KWzi×8/，×63mm6.3.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2表6-2查得许用挤压应力J=100-1.20P1.,取j=115jWP,左端的键：工作长度/=1.-b=1.1.o»”=2()tnn键与轮毂键槽的接触高度k=0.5=0.5×=4nn由文献式(6-1)可得K20(W20<)0x9267TC-11wpOn=70.2OMR,1=115Mfrkid4×2O×33n1."故键足够平安键的标记为：GB/T1096-2003键IO×8×3O右端的犍：工作长度/=1.-力=63/WJ-10/=53nm键与轮毅健槽的接触高度k=0.5A=().5×Swwz=4nun由文献2一式(6-1)可得?200072000x92.67114,.dr,=24.98MeJ11=I1.5MR"kid453×35""故键足够平安键的标记为:GB/T10962003键I0×8×637减速器箱体与附件的设计减速涔机体结构尺寸如卜；名称符号计鸵公式结果箱座壁厚56=0.025«+3288箱盖壁厚J1=O.O2+388箱盖凸缘厚度1=1a12箱座凸缘厚度bb=15312箱座底凸缘厚度b,b2=2.5520地脚螺钉直径4di=0.036。+10M16地脚螺钉数目Ha250,n=44轴承旁联接螺栓直径44=().75JsM12箱盖与箱座联接螺栓直径d2dj=(0.5'0.6)&M1.O轴承端靛螺钉直径-3di=(0.4'0.5)dfM8视孔盖螺钉直径J4=(0.3'0.4)(1,M6定位销直径d<1=(0.70.8)(126<1(>4，4至外机壁距离C杳参考文献1表4-2221816/，4，-2至凸缘：边缘距离g查参考文献1表4-2201614外机壁至轴承座端面距离i=G+g+<8v12)42大齿轮顶圆与内机壁距离1.47.5齿轮端而与内机壁距高1212机盖，机座肋厚m1.n/H1>0.85<51./H>0.855，%=811=8轴承端盖外径D2D2=D+(5'5.5)di77轴承旁联结螺栓距离SSD294通气简易式通气罂选用M20×1.5油尺选用M128润滑与密封8.1 传动件的润滑对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低,齿轮留周速度小于等于12ms,所以采纳浸油润滑，将传动件的部分浸入油中，传动件网转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，有吃中的油被甩到箱壁上，可以散热。8.2 滚动轴承的润滑加、d、×302.84×210_,.V=333ms>2ms60×I(XK)60x1000所以滚动轴承采纳油河滑。轴承内恻端面与箱体内壁留出35mm8.3密封性为r保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精装，其表面粗度应为密封的表面要经