带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器.docx

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1、设计任务书 (2)1、电动机的选择 (3)2、计算传动装置的运动和动力参数(4)3、传动件设计(齿轮)(6)4、轴的设计(10)5、滚动轴承校核(17)6、连接设计(19)7、减速器润滑及密封(19)8、箱体及其附件结构设计(20)9、设计总结(22)10、参考资料(23)设计任务书设计题目4:带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图2、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许 误差为5%。3、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉力 F（N）1.6x1031.8x1032x1032.2x1032.4x1032.

2、6x103输送带速度v（m/s）1.01.10.90.91.21.0滚筒直径D（mm）400350300300300300注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器，再经联轴器将动力传至输送机 滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承 位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计 内容计算及说明结果电 动 机 的 选 择二、电动机的选择1、类型选择根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列封闭式三相异步 电动机满足要求。2、功率选择（

3、1）工作机主轴所需功率pWvP -（1-1）W 1000式中，F = L6x103N，v = L0ms，代入上式得：1.6 x 103 x 1.0 P =kW = 1.6kWw1000（1-2）（2）电动机所需功率pd电动机所需功率为：Pd=p从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为：门=门2.门4 .门2 .门（1-3）联轴器 轴承 齿轮 卷筒查文献表11-9，有：联轴器传动效率（2个/联轴器=0.99轴承传动效率（4对）门轴承=0.98，齿轮传动效率（8级2对）门齿轮 =0.97，滚筒传动效率（1个）门卷筒=0.96，则：门=0.992 x 0.984 x 0.972 x 0.96=0

4、.817P 1.6P =-w = 0817 = 1.96kW（3）电动机额定功率P mP = 1.6 kW门=0.817P = 1.96 kW d选取电动机额定功率P，使P = (11.3) Pd设计 内容计算及说明结 果查文献表20-5取P = 2.2kw ；3、电动机转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：60 x 1000v 60 x1000 x1.0 s / .n = 48 r minw兀 D400k查2推荐级圆柱齿轮减速器传动比为：i=840故电动机转速为：n = i n - (8 40) x 48 - (384 1920) rmin4、电动机型号选择符合这一范围的转速有：75

5、0rmin、1000rjmin、1500r/min 三种,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选 用同步转速为1000 丫/min的电动机作为原动机。根据电动机类型、容量和转速，查2表20-5,选定电动机型号为 Y126M-6的电动机。主要性能如下表1-1 :表1-1电动机型号P - 2.2kWn 48 ri min Jwi = 840n - 384 1920 rmi型号额定功率kW满载时额定转速N m质量kg转速ndr/min电流A(380V)效率%功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.045计 三、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比:

6、根据电动机的满载转速n和滚筒转速n可算出传动装置总传动比为:2、i = M - 940 = 19.58总n 48二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比:（1）高速级的传动比为：.=J 1.4i 总=J1.4 x19.58=5.24（1-2）（2）低速级的传动比为：1 =些=3.742 .5.24（1-3）计算传动装置各轴的运动和动力参数:（1）各轴的转速：3、（1-1）n = n = 940 rj minn 940n =r = 179.4 r min2 ,5.24n 179.4n =f = 48 r. min3i23.74卷筒 n 卷 =n 48 rj min（2）各轴的输出功率：1 车由P =P

7、d * 联轴器-1.96 x 0.99 -1.94kW，2 车由P = P 叩轴承叩齿轮=1.94 x 0.98 x 0.97=1.84kW ,3 车由P = P n轴承叩齿轮=1.84x 0.98x 0.97=1.75kW ,卷筒P卷筒=P3.n轴承n联轴器=1.75 x 0.98 x 0.99=1.70kW ；(3)各轴转矩0 轴 T - 9550 p - 9550 x196 -19.9N m0 轴 d .940i 总=19.58i1= 5.24；=3.74各轴转速n = 940 rj minn = 179.4 r, minn = 48 r minn卷筒=48 r min各轴功率P -1.

8、94kW1P -1.84 kW2P - 1.75kW3P卷筒=1.70kW各轴转矩T = 19.9 N m1 轴T = 9550 匕=9550 乂 194 = 19.7N - m轴1 n 940 ，2 轴T = 9550 P = 9550 x 2181 = 98.2N - m2 轴 2n2179.4，_ P_ 1.753 轴 T = 9550 = 9550x = 349.1N -m丁 3%48，卷筒 T =9550P卷筒 =9550x 1Z2=338.7N-m 卷筒 n48由以上数据得各轴运动及动力参数表：T = 19.7N m1T = 98.2N mT = 349.1N - m3T卷筒r33

9、8.7 n -m轴名功率P/kW转矩 T/ (N - m)转速叫（ min）电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748设计计算及说明结 果内容传四、传动零件设计（齿轮）动i、高速级齿轮传动设计（i）选择材料及确定许用应力件因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。计（齿轮）设小齿轮45钢调质，齿面硬度197286HBS,。丑广585MPa , fe1 = 445MPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156217HBS, H.2 = 375MPa , 2

10、 = 310MPa由表 11-5，取 S = 1.1, Sf = 1.25 , h = 532MPat = H im1 = 竺=532MPah 1S1.1H 2H lim2SH375=341MPa 2 = 341MPat= ”fei 二 =356MPaf iS 1.25F L ” f2 = 31 = 248MPaf 2S 1.25F（2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。d孔务x B（工i 3 u b、 dH确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3，选择载荷系数K = 1.5 ；2）小齿轮的转矩：T = T = 1.97 x 104 N mm ；i3）查1表11-6，选择齿宽系数、=0

11、.8 ；4）齿数比u = i1 = 5.24 ；5）由1表11-4，选择弹性系数气=188 ；6）对于标准齿轮，区域系数Zh = 2.5 ；小齿轮分度圆直径：d-苻亍了7db = 356MPaF1b f 2= 248MPad 55.1mm：2 x1.5x1.97 x104 5.24 +1 188 x 2.5、=3|x()230.85.24341=55.1mm齿数取彳=32,则勺=七z1 = 5.24 x 32 = 168设计模数m = d = 551 = 1.72彳 32（3）验算轮齿弯曲强度查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）：m Z 工 / 2 b f 确定公式中的各计算数值:1）查1图

12、11-8，取齿形系数广2.56 ；2）查1图11-9，取应力集中系数Ys 1 = 1.63 ；3）查1表11-5，取安全系数Sf = 1.25，则:12 KT Y Ym - 3。/ -后 口1m 1.07 mm_ 2 X 1.5 X 1.97 X 10 4 2.56 x 1.63V 0.8 x 32 2248_ 1.07 mm设计内容计算及说明结 果（4）决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相 对大者为基准，并按1表4-1取标准模数m _ 2mm。（5）几何尺寸计算1）分度圆直径：d _ mz _ 2 x 32 _ 64mm，d _ mz _ 2 x 168 _ 3

13、36mm ；2）齿轮齿宽：b =4 d _0.8x64_51.2mm，取 b = 55mm，b = 60mm ；4）中心距：a _ 4 _ Q6 _ 200mm22（6）齿轮的圆周速度t = 兀_ 3.14x64x940 _ 3 1/V 60xl000 60000 . m S对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。2、低速级齿轮传动设计（1）选择材料及确定许用应力因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度197286HBSe丑j_ 1 _ 585MPa，q FE1 _ 445MPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度15

14、6217HBS，m _ 2mm32z2 _ 168d _ 64mm1d _ 336mmb _ 55mmb _ 60mma _ 200mmq i_ 2 = 375MPa , q fe2 = 310MPa 由表 11-5，取 S = 1.1, Sf =1.25 ,Q= ” H liml = 竺=532MPah iS 1.1HQ L Hlim2 =375 = 341MPaH2S 1.1Hq = ” fe1 二=356MPaf 1S 1.25Fq = ” f 2 = 31 = 248 MPa f 2S 1.25F(2)按齿面接触强度设计查1公式（11-3）有小齿轮最小d 1设计依据:2 KT u +

15、1 ( Z Z 、2E 、 Hd 1 n u确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3，选择载荷系数K = 1.5 ；2）小齿轮的转矩:T = T = 9.82 x 104N.mm ；3）查1表11-6，选择齿宽系数、=08 ；4）齿数比u = i2= 3.74 ；5）由1表11-4，选择弹性系数气 =188 ；6）对于标准齿轮，区域系数Z = 2.5 ； 小齿轮分度圆直径：7!2 KT_u + 1 . Z Z 、d 1 丁 .丁 H）2,2 x 1.5 x 9.82 x 10 4 3.74 + 1 188 x 2.5、=3!() 230.83.74341=96.1 mm齿数取七=32，则 =

16、 i2 七=3.7 x 32 = 120q = 532MPaH1q = 341MPaH 2q f1 = 356MPaq = 248MPaF 2d 96.1mmd 96 1设计模数：m = d = 96.1 = 3mmzi32（3）按轮齿弯曲强度设计查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）:m 2工牛V。/ ； 2 F 确定公式中的各计算数值：1）查1图11-8，取齿形系数丫2= 2.15 ；2）查1图11-9，取应力集中系数Ys 2 = 1.83 ；计算:3.2 x 1.5 x 9.82 x 10 4 2.56 x 1.630.8 x 32 20.92 mm248m 0.92mm4）决定模数综合

17、按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大 者为基准，并按1表4-1取标准模数m = 3mm。（5）几何尺寸计算d = 96mm1）分度圆直径：d = 360mmd = mz. = 3 x 32 = 96mm，d = mz = 3 x 120 = 360mm ；b = 85mmb = 80mma = 228mm2）齿轮齿宽：b =9/广0.8x96 = 76.8mm，取 b = 80mm，b = 85mm ；3）中心距：a = 4 = 96362 = 228mm ；22；（6）齿轮的圆周速度i=兀 =3.14 x 96 x179.4 = 09m/sV = 60 x1000 =6

18、0000= . m S对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。3、传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数z3216832120中心距a（mm）200228模数m(mm)23齿宽b(mm)60558580分度圆直径d(mm)6433696360设计内容计算及说明轴的设计(在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核)一.高速轴1的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2，取常数。=110，由 1公式(14-2)，轴的最小直径满足：d = C = C 1 = 110 x 虹 I、= 14mm ；min 3 n 3 n

19、3 940该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取d . = 15mm此轴的最小直径d .即安装在联轴器处轴的最小直径d为了使所min1m.n选的轴的直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 1 113、选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。查1表17-1，取KA = 15，则计算转矩：d1min 15 mmTC = KT = 1.5 x 19.7 = 29.55 N - m ；按照TC J及电动机轴尺寸等限制条件，查3表13-1，选用HL2型 弹性柱销联轴器。其公称转矩T = 315 N - m，半联轴器的孔径 d = 2032mm，可满足电动机的轴径()要

20、求.最后确定减速器高速轴外伸直径d= 20mm。1min4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏 斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根 据设计尺寸d广33mm，26mm由2表18-2选用轴承型号为6005, 其 d = 25 mm， B = 12mm。5、高速轴1的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图(采用齿轮轴设计)：TC = 29.55N选用HL2型弹 性柱销联轴 器d = 20 mm1min选用6005深 沟球轴承设计内计算及说明（2）各轴段直径与长度的确定1）由

21、所选半联轴器的孔径d = 2032mm，取高速轴最小直径d= 20mm ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L = 52mm，VIII-IX断1min的长度应比L略短一些，现取LVIII - IX=50mm ；7）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端要求制出一轴肩，故取VII-VIII段的直径dVII-VIII=22mm ；轴承端盖的总宽度为15mm （由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm。故取L = 30 mm。3）根据所选轴承尺L = L= 12 mm ；4）为满足轴承的轴向定位要求L = 5mm ；5）轴

22、的齿轮段直径dIII - IV=60 mm确定d = d=25 mmd1min=20 mmLVIII - IXd= 22 m.L= 30 m.dii - iii=10 mm，综合中间轴设计取，长度 Lv = 95 mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。（3）轴上零件的周向固定1）半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6。按d = 20mm，由1表10-9查得平键的截面b = 6mm，h = 6mm，VIII-IXd = dI-IIVI-VIILi -ii=L = 1VI-VIIdii - iii=10 mmdv-VIdIII - IVmmL = 95 mm v-H根据该轴段长度

23、，取L = 45mm。四、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸 公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1.2,各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零 件图。设计内容计算及说明键 6 x 6 x 45GB/T1069-1979倒角C1.2结果2T F =1 = t d iF = 945.6NF, = 344.2N6、轴的受力分析首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴 承6207，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为 简支梁的轴的支撑跨距为266.5mm。计算轴齿轮上的圆周力：2 x 23640 =945.6N50径向力

24、：F = F tan a = 945.6 x tan 20 = 344.2N 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。7、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的Mh、Mv及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F 1 = 260.3NF 2 = 685.3NFnv 1 = 94.8 NFg = 249.4N弯矩mh = 33579n -mmMv = 12221N - mm总弯矩M = 35734N - mm扭矩T = 23640N - mm8、轴的弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面 C)的强度。设计内 容计

25、算及说明结 果根据4公式15-5及4表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以 及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6，轴的计算应 力：白 _M 2 + (afcaW-,J357342 + (0.6 x 23640)2= =3.1MPa0.1x 503之前已选定轴的材料为45号调制钢，由4表15-1查得许用弯曲应 力匚1 = 60MPa。因此 C=C J = 116 x、|205 = 25.92mm ；n 2”6 53、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏 斜量，大量生产价格最低

26、等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根 据设计尺寸取q 广30mm d .，由2表18-2选用轴承型号为6206, 其 d = 30mm， B = 16mm。a = 3.1MPad . 25.92mi选用6206深 沟球轴承5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图:(2)各轴段直径与长度的确定1)根据所选轴承的直径d = 30mm，取中间轴最小直径di-iiVMd = dv侦=30 mm ；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取匕 11= Lv-广 40mmL = L= 40 mm ；设计内容计算及说明2)为满足齿轮的轴向定位要求，1 -1轴段右端及V - VI轴段左端要求制 出一轴肩，

27、故取d田=d旧v = 36mm。根据高速级大齿轮及低速级小 齿轮的齿宽，分别取L = 61 mm，L = 36mm ；L= 61mmii-iii3)为满足齿轮的轴向定位要求，取d田w = 43mm。根据齿轮间间隙推荐L = 36 mm w-vmm值，取L田w = 15 mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。1)轴上零件的周向固定1)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。II-1段平键，按dn = 36mm，由1表10-9查得平键的截面 b = 10mm，h = 8mm，由该轴段长度取L = 50mm。W-V段平键，按d wv = 36 mm，由1表10-9查得平键的截面b = 10mm，h =

28、8mm，由该轴段长度取L = 28mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴 得配合选H7/n6。2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公 差为m6。d= 43 mmiii-wL= 15 mm键 10 x 8 x50GB/T 1069-1979键 10 x 8 x28GB/T(4)轴上倒角与圆角1069-1979根据4表15-2，取轴端倒角C1,各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。C低速轴3的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为40Cr,调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表14-2，取常数C -100，由 1式(14-

29、2)，轴的最小直径满足：3P 3毕3 C、i = C -3 = 100 x,飞=32.7mm ； n36此轴的最小直径dm.n即安装在联轴器处轴的最小直径项，为了使所 选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的 型号。倒角C1.2d . 32.7mm设计内 容计算及说明结 果3、选择联轴器查表17-1，取KA = 15,则计算转矩：TC = K?3 = 1.5 x 355.9 = 533.85 N m ；按照TC d皿山。4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏 斜量，大量生产价

30、格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根 据设计尺寸J”田=42mm，由表18-2选用轴承型号为6209，其 d = 45 mm， B = 19mm。5、低速轴3的结构设计选用HL3型弹 性柱销联轴器选用6209深 沟球轴承（1）拟定轴的结构方案如图:d 42 mmii-inL= 40 mmii-in（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d = 30 - 42mm，取低速轴最小直径, 乂d 35 mmd = 35mm ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L 82mm，I-II断的 口】i-iil80长度应比L略短一些，现取L 80mm ；1项i-ii2）为满足半联轴器的轴向定

31、位要求，I-i轴段右端要求制出一轴肩，故取I-III段的直径d田-42mm ；轴承端盖的总宽度为15mm （由减速 器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。故取 L= 40mm。设计内容计算及说明3）根据所选轴承直径尺寸确定d田旧d训训45 mm，取 L田旧19 mm，L训训45 mm ；4）为满足轴承的轴向定位要求，取d v 50mm，综合中间轴设计取d = d III-W训-训L = 19 mmmmL= 68 mm ；5）为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径dv w = 60mm，长度L = 45 mm训-训d 旧

32、 v = 50 mmL = 10 mm ；6）根据齿轮几何尺寸，丑-W段直径d= 50mmv-皿长度取L = 68 mm w-vL = 56 mm ； v-wd= 60 mmv-w至此已初步确定各轴段的直径与长度。L = 10 mm设计内容计算及说明结 果滚动轴承校核滚动轴承校核(本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核)根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴 承型号均为6207，其基本额定动载荷Cr = 25500 N，基本额定静载荷 C = 15200N。0r前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：Fnh1 = 260.3N , Fnv 1 = 94.8N ,Fn

33、h2 = 685.3N , Fg = 249.4N ；由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1,所以只需对轴承2进行校核， 如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。1、求比值倒角C1.6(4)轴上零件的周向固定1) 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按=35mm，由1表10-9查得平键的截面b = 10mm， h = 8mm，根据该轴段长度，取L = 70mm。同理按七训=50mm，由1表10-9查得平键的截面b = 14mm， h = 9mm，根据该轴段长度，取L = 45mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴 得配合选H7/n6。2) 半联轴器与轴得配合选H

34、7/k6。五、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸 公差为m6。(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角C1.6,各轴肩处的圆角半径见低速轴零 件图。d = 50 mm V-HL = 56 mmV-H键 10 x 8 x 70GB/T 1069-1979键 14 x 9 x 45GB/T 1069-1979倒角C1.6对于深沟球轴承所受径向力:二 685 .32 + 249 .42N = 731 .3N所受的轴向力：F 二N, a根据4表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时 e。F r2、计算当量动载荷P根据4式(13-8a)，P = fp(X+ 牛

35、)，按照4表 13-5，X=1,Y=0，按照4表13-6，fp = 1.0技，取fp T。则：P = fp(XF + YF ) = 1.1xGx731.3)= 804.43N3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：L = 5 x 365 x 8h = 14600h ；所选轴承6207基本额定寿命，根据4式(13-5侑:_ 10 6 , C 、广 607( F)110 6( 25500x( ) 3 = 553010 h60 x 9 60804 .43则L= 14600 h Lh= 553010 h，故所选的轴承6207满足要求。F = 731 .3 NF = 0 NP = 804.43NL；=

36、 14600 hL 白=553010设计内容计算及说明结 果连接设计连接设计(本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核)1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d = 30mm，由1表10-9查得平键的截面尺寸b = 8mm， i-iih = 7mm，由该轴段长度取L = 70mm。2、校核键联接的强度由1式(10-26侑平键连接的挤压强度条件：b =竺Gp dhlp1) 键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1表10-10查得许用挤压应力 g = 100 120i，取g = 110MPa ；2) 键的工作长度1 = L-b =

37、70-8 = 62mm，则由上式得：。=竺=4 x 23640 = 79MPa b L110MPa ；p dhl 30 x 7 x 62p故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键 8X7X70GB/T 1069-1979。b = 110MPa pb 疽 b p 减速器润滑及密封减速器润滑及密封1、齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：2m2兀 x 960 n-.v = 6。1 d =60x 0.05 = 5.024mjs ,2nn2兀x 60八皿v = 603 d = 60 x0.258 = 1.6ms ；v2 】12m仰，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表19-

38、1, 选用全损耗系统用油(GB/T 433-1989),代号为L-AN32。2、滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查表19-2，选用钙 基润滑脂(GB/T 491-1987)，代号为 L-XAMHA1。3、减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入 轴与输出轴处用毡圈密封。全损耗系统用油(GB/T433-1989)，代号 为 L-AN32钙基润滑脂(GB/T 491-1987)，代号 为 L-XAMHA1设计内容计算及说明结 果箱体及其附件结构 设计箱体及其附件结构设计A箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部 分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的 受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。B附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况