《機電設(shè)備管理》課程設(shè)計說明書設(shè)計題目:齒輪減速器的設(shè)計與改造助學(xué)院校:平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院自考助學(xué)專業(yè):機電設(shè)備與管理姓名:熊艷哲自考助學(xué)學(xué)號:成績:指導(dǎo)教師簽名:河南理工大學(xué)成人高等教育2O年月日審閱意見及評語：總評成績：指導(dǎo)教師（簽名）目錄第1章緒論 11.1課程設(shè)計書 11.2設(shè)計步驟 1第2章電動機的選擇和計算 32.1傳動裝置總體設(shè)計方案 32.2電動機的選擇 42.3確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 52.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5第3章齒輪的設(shè)計 83.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 83.1.1齒輪材料，熱處理及精度 83.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 13第4章V帶齒輪設(shè)計 204.1各設(shè)計參數(shù)附表 204.1.1各傳動比 204.1.2各軸轉(zhuǎn)速n 204.1.3各軸輸入功率P 204.1.4各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 204.1.5帶輪主要參數(shù) 20第5章傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 215.1傳動軸承的設(shè)計 215.2從動軸的設(shè)計 235.3求軸上的載荷 245.5精確校核軸的疲勞強度. 27第6章鍵的設(shè)計和計算 306.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 306.2校和鍵聯(lián)接的強度 306.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 30第7章聯(lián)軸器設(shè)計 317.1類型選擇 317.2載荷計算 31第8章箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 328.1機體有足夠的剛度 328.2考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱 328.3機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 328.4對附件設(shè)計 32第9章潤滑密封設(shè)計 35參考文獻 38第1章緒論由于減速器是當(dāng)今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進它，尋求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴大其應(yīng)用范圍。為了更好的適應(yīng)現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設(shè)計技術(shù)解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，速度慢的問題。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。運用PROE、CAXA、AUTOCAD等軟件實現(xiàn)了二維、三維繪圖，通過這些軟件的三維設(shè)計功能優(yōu)化設(shè)計方案，實現(xiàn)減速器的運動仿真并完成減速器的模擬設(shè)計，使其布局更合理，便于對生產(chǎn)進行嚴格的分工與科學(xué)管理，實現(xiàn)機械化和自動化生產(chǎn)。1.1課程設(shè)計書設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大；空載起動，卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失)，減速器小批量生產(chǎn)。使用期限8年(300天/年)，兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%，車間有三相交流電壓380/220V。表1-1設(shè)計任務(wù)參數(shù)題號參數(shù)12345運輸帶工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mm）2502502503003001.2設(shè)計步驟1、傳動裝置總體設(shè)計方案2、電動機的選擇3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5、設(shè)計V帶和帶輪6、齒輪的設(shè)計7、滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8、鍵聯(lián)接設(shè)計9、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10、潤滑密封設(shè)計11、聯(lián)軸器設(shè)計

第2章電動機的選擇和計算2.1傳動裝置總體設(shè)計方案1、組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2、特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，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）。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7級精度，油脂潤滑，因為是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.2電動機的選擇電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=82.76r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/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，選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。表2-1電動機參數(shù)方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×41圖2-1電動機外觀圖2.3確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為：＝n/n＝1440/82.76＝17.402、分配傳動裝置傳動比＝×式中分別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?。?.3，則減速器傳動比為：＝＝17.40/2.3＝7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33。2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速＝＝1440/2.3＝626.09r/min＝＝626.09/3.24＝193.24r/min＝

/

＝193.24/2.33=82.93r/min==82.93r/min2、各軸輸入功率＝×＝3.25×0.96＝3.12kW＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW則各軸的輸出功率：

＝×0.98=3.06kW＝×0.98=2.84kW＝×0.98=2.65kW＝×0.98=2.52kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩=××N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×3.25/1440=21.55N·所以：＝××=21.55×2.3×0.96=47.58N·m＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·m＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m=××=311.35×0.95×0.97=286.91N·m輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=46.63N·m＝×0.98=140.66N·m＝×0.98=305.12N·m＝×0.98=281.17N·m表2-2運動和動力參數(shù)結(jié)果軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.93

第3章齒輪的設(shè)計3.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算3.1.1齒輪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，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪1、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280HBS取小齒齒數(shù)=24。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ=i×Z=3.24×24=77.76取Z=78。2）齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。2、初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值:1）試選=1.6查課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433由課本圖10-26，則2）由課本公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN=4.45×10h#(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)3）查課本10-19圖得：K=0.93K=0.964）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:[]==0.93×550=511.5[]==0.96×450=432許用接觸應(yīng)力5）查課本由表10-6得：=189.8MP由表10-7得:=1T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10N.m3、設(shè)計計算1）小齒輪的分度圓直徑d=2）計算圓周速度3）計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb==49.53mm計算摸數(shù)m初選螺旋角=14=4）計算齒寬與高之比齒高h=2.25=2.25×2.00=4.50==11.015）計算縱向重合度=0.318=1.9036）計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度,查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K=+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查課本由表10-13得:K=1.35查課本由表10-3得:K==1.2故載荷系數(shù):K＝KKKK=1×1.07×1.2×1.42=1.827）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53×=51.738）計算模數(shù)=4、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式≥1、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kN·m

確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76傳動比誤差

i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允許2）計算當(dāng)量齒數(shù)z＝z/cos＝24/cos14＝26.27

z＝z/cos＝78/cos14＝85.433）初選齒寬系數(shù)

按對稱布置，由表查得＝14）初選螺旋角

初定螺旋角＝145）載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.736）查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y＝2.592Y＝2.211

應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596

Y＝1.7747）重合度系數(shù)Y端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690＝14.07609因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75cos/＝0.6738）螺旋角系數(shù)Y

軸向重合度＝＝1.825,Y＝1－＝0.789）計算大小齒輪的

安全系數(shù)由表查得S＝1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限

小齒輪大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86K=0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[]=[]=2、設(shè)計計算1）計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z==25.097取z=25那么z=3.24×25=81

2）幾何尺寸計算計算中心距a===109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d==51.53d==166.97計算齒輪寬度B=圓整的 3.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1、材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=30高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz=2.33×30=69.9圓整取z=70.2、齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。3、按齒面接觸強度設(shè)計1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選K=1.6（2）查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45（3）試選,查課本由圖10-26查得=0.83，=0.88=0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10N=1.91×10由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94K=0.97查課本由圖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取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力[]==[]==0.98×550/1=517 [540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù)T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10N.m=65.712）計算圓周速度0.6653）計算齒寬b=d=1×65.71=65.714）計算齒寬與齒高之比模數(shù)m=齒高h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621=65.71/5.4621=12.035）計算縱向重合度6）計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×10×65.71=1.4231使用系數(shù)K=1同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值=1.04K=1.35K=K=1.2故載荷系數(shù)K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767）按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=65.71×計算模數(shù)4.按齒根彎曲強度設(shè)計m≥1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kN·m（2）確定齒數(shù)Z因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9傳動比誤差

i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允許（3）初選齒寬系數(shù)

按對稱布置，由表查得＝1（4）初選螺旋角

初定螺旋角＝12（5）載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848（6）當(dāng)量齒數(shù)

z＝z/cos＝30/cos12＝32.056

z＝z/cos＝70/cos12＝74.797由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y（7）螺旋角系數(shù)Y

軸向重合度＝＝2.03Y＝1－＝0.797（8）計算大小齒輪的查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90K=0.93S=1.4[]=[]=計算大小齒輪的,并加以比較

大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)有的齒數(shù)。z==27.77取z=30z=2.33×30=69.9取z=70

2）初算主要尺寸計算中心距a===102.234將中心距圓整為103（2）修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正（3）分度圓直徑d==61.34d==143.12（4）計算齒輪寬度圓整后取 圖3-1低速級大齒輪第4章V帶齒輪設(shè)計4.1各設(shè)計參數(shù)附表4.1.1各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.334.1.2各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.934.1.3各軸輸入功率P（kw）（kw）（kw）(kw)3.122.902.702.574.1.4各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)47.58143.53311.35286.91

4.1.5帶輪主要參數(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)z9022447114005

第5章傳動軸承和傳動軸的設(shè)計5.1傳動軸承的設(shè)計1、求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.70KW=82.93r/min=311.35N．m2、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=143.21而F=F=FF=Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5-1示:3、初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理；根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合；故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查《機械設(shè)計手冊》選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm，半聯(lián)軸器的孔徑4、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ的直徑；左端用軸端擋圈定位；按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用；故選用單列角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)；由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型. 表5-1軸承數(shù)據(jù)表DB軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C圖5-1軸承受力分析圖5.2從動軸的設(shè)計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm。1、取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取。軸環(huán)寬度,取b=8mm。2、軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。3、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16，兩圓柱齒輪間的距離c=20?？紤]到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s取s=8，已知滾動軸承寬度T=16，高速齒輪輪轂長L=50則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。5.3求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖；確定頂軸承的支點位置。查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7。對于7010C型的角接觸球軸承：a=16.7mm因此，做為簡支梁的軸的支承跨距。傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖：圖5-2從動軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖圖5-3中間軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖圖5-4主動軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖從動軸的載荷分析圖：圖5-5從動軸的載荷分析圖5.4按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)==對已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP〈[]此軸合理安全5.5精確校核軸的疲勞強度.1、判斷危險截面截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用。所以A，Ⅱ，Ⅲ，B無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大，而且這里的直徑最大，故C截面也不必做強度校核，截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核。由第3章的附錄可知鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可。2、截面Ⅶ左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù)=0.2=0.2=25000截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=311.35截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得2.0=1.31軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71≥S=1.5所以它是安全的截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù)=0.2=0.2=25000截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=133560截面Ⅳ上的扭矩為=295截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==K=K=所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71≥S=1.5所以它是安全的

第6章鍵的設(shè)計和計算6.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵。根據(jù)d=55d=65查表6-1?。烘I寬b=16h=10=36b=20h=12=506.2校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[]=110MP工作長度36-16=2050-20=306.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=5K=0.5h=6由式（6-1）得：＜[]＜[]兩者都合適取鍵標記為：鍵2：16×36AGB/T1096-1979鍵3：20×50AGB/T1096-1979

第7章聯(lián)軸器設(shè)計7.1類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器7.2載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550333.5查課本,選取所以轉(zhuǎn)矩因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以符合要求。查《機械設(shè)計手冊》選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm。

第8章箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。8.1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8.2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，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，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。8.3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.8.4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：油標位在便于觀察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