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課程設(shè)計(說明書)
鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)用圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計
（說明書）
學(xué)生姓名
學(xué)院名稱
專業(yè)名稱
指導(dǎo)教師
2013年
1月
6日
目 錄
1 設(shè)計任務(wù)書 2
2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設(shè)計 3
2.1 電動機(jī)的選擇和動力參數(shù)的計算 4
2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 5
2.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 6
3 傳動零件的設(shè)計計算 7
3.1 高速級圓錐齒輪傳動設(shè)計 7
3.2 低速級圓柱直齒輪的設(shè)計： 11
4 軸的設(shè)計 14
4.1中間軸的設(shè)計 14
4.2 高速軸的設(shè)計 19
4.3 低速軸的設(shè)計 19
5 軸承的選擇和計算 20
5.1 中間軸的軸承的選擇和計算 20
5.2 高速軸的軸承的選擇和計算 22
5.3 低速軸的軸承的選擇和計算 22
6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 22
7 鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核 24
結(jié) 論 25
致 謝 25
1 設(shè)計任務(wù)書
一、 課程設(shè)計題目：
設(shè)計一鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)用的減速器（簡圖如下）
1．電動機(jī) 2．聯(lián)軸器 3．圓錐齒輪減速器 4．鏈傳動 5．鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)
原始數(shù)據(jù)：
已知條件：曳引鏈拉力F (N) 11500
曳引鏈速度v（ｍ/ｓ） 0.38
曳引鏈鏈輪齒數(shù)Z 8
曳引鏈節(jié)距p（ｍｍ） 80
工作條件：
設(shè)計一用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)上的圓錐圓柱齒輪減速器。工作平穩(wěn)，經(jīng)常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為5％。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。
2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設(shè)計
傳動方案見圖，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。
2.1 電動機(jī)的選擇和動力參數(shù)的計算
1、電動機(jī)類型選擇：選擇電動機(jī)的類型為三相異步電動機(jī)，額定電壓交流380V。
2、電動機(jī)容量選擇：
（1）工作機(jī)所需功率Pw=FV/1000=（11500×0.38/1000）KW=4.37KW
F-工作機(jī)阻力
v-工作機(jī)線速度
(2) 電動機(jī)輸出功率
考慮傳動裝置的功率損耗，電動機(jī)的輸出功率為
=/
為從電動機(jī)到工作機(jī)主動軸之間的總效率，即
-聯(lián)軸器傳動效率取0.98 -滾動軸承傳動效率取0.99
-圓錐齒輪傳動效率取0.96 -圓柱齒輪傳動效率取0.97
-鏈輪的傳動效率取0.9
（3）確定電動機(jī)的額定功率
因工作有輕微振動，電動機(jī)額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機(jī)的額定功率為7.5kw。
3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速
鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)工作轉(zhuǎn)速
=60×1000V/ZP=60X1000X0.38/8X80=35.6r/min
由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8~15，鏈傳動的傳動比范圍2~5。故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為=(16~75） =（569.6~2670）r/min。
可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min ，1500r/min 的電動機(jī)都符合，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結(jié)構(gòu)會越大，成本越高,所以應(yīng)綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比，選定電動機(jī)型號為Y160M-6
電動機(jī)型號
額定功率（kw）
電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）
電動機(jī)質(zhì)量（kg）
同步
滿載
Y160M-6
7.5
1000
970
119
2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配
1、傳動裝置總傳動比ia
=970/35.6=27.25
2、分配各級傳動比
為了使減速器的傳動比小一些，鏈傳動的傳動比范圍2~5，取，則減速器的傳動比為i=ia/i0=27.25/5=5.45
為了避免圓錐齒輪過大，制造困難，并考慮齒輪的浸油深度，取高速級傳動比i=2.5，低速級傳動比為i=i/i1=5.45/2.5=2.18
高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約。
取定各傳動比，當(dāng)前的總傳動比
傳動后運(yùn)輸鏈速度的誤差為Δ：
Δ=，在運(yùn)輸鏈允許誤差±5%內(nèi)。
2.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
1、各軸的轉(zhuǎn)速
＝=970r/min
＝=970/2.5=388r/min
＝/=388/2.18=178r/min
==178/5=35.6r/min
2、各軸輸入功率
3、各軸轉(zhuǎn)矩
項目
電動機(jī)軸
高速級軸I
中間軸II
低速級軸III
工作軸 IV
轉(zhuǎn)速（r/min）
970
970
388
178
35.6
功率（kw）
7.5
7.28
6.92
6.65
5.93
轉(zhuǎn)矩()
73.84
71.64
170.22
356.35
1587.5
4、設(shè)計參數(shù)填入下表：
3 傳動零件的設(shè)計計算
3.1 高速級圓錐齒輪傳動設(shè)計
（1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù)
① 選用圓錐直齒齒輪傳動
② 選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。
③ 選取齒輪為8級精度（GB10095—88）
④ 選取小齒輪齒數(shù)Z=26，Z=Z=2.5×26≈65
（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
首先確定計算參數(shù)
（a）使用系數(shù)KA：查表得KA=1.0
（b）使用系數(shù)KV：查圖得KV=1.3
（c）齒間載荷分配系數(shù)KHa：估計KAKt/b<100N/mm,
cos===0.9285
cos===0.3714
當(dāng)量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos=26/cos=28
ZV2=Z2/ cos=65/ cos=175
當(dāng)量齒輪的重合度：=[1.88-3.2×（1/ ZV1+1/ ZV2）]
=1.88-3.2×（1/28+1/175）
=1.747
Z==0.867
（d）KH=1/ Z2=1/（0.878）2=1.33
（e）查取齒向載荷分布系數(shù)K=1.2
所以載荷系數(shù)K：K=KAKV KH K=1.0×1.3×1.3×1.2=2.028
轉(zhuǎn)矩T1=143.25Nm=143250Nmm
（f）查取齒寬系數(shù)=0.3
（g）查得彈性影響系數(shù)=189.8
（h）查得區(qū)域系數(shù)=2.5
（i）查取材料接觸疲勞強(qiáng)度極限：查圖得，小齒輪為=580Mpa,大齒輪=540 Mpa
（j）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
N=60 thn1=60×1×24000×970=1396.8×106
N==558.7×106
（k）查表得：對N1,取m1=14.16,對N2取m2=17.56（m為疲勞曲線方程指數(shù)）
ZN1===1.025
ZN2==1.075
（l）查得接觸疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)S=1.05
（m）計算許用接觸應(yīng)力[]：
[]===566.19 Mpa
[]==552.86 Mpa
（n）小齒輪大端分度圓直徑d1：
=
=115.67mm
即d1=116mm
（3）確定主要參數(shù)：
（a）大端模數(shù)m：m=d1/z1=116/26=4.46,即m=4.5
（b）大端分度圓直徑d1=m z1=26×4.5=117mm
d2=mz2=293mm
（c）錐距R：R==157.5
（d）齒寬b：b=R=47.25，取整b=47
(4)輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度驗算：
（a）齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2=2.15
（b）應(yīng)力修正系數(shù)YSa按當(dāng)量齒數(shù)查圖得：
YSa1=1.67，YSa2=2.25
（c）重合度系數(shù)Y：Y=0.25+=0.25+=0.68
（d）齒間載荷分配系數(shù)KFa：KFa=1/ Y=1/0.68=1.47
載荷系數(shù)K：K=2.028
（e）齒根工作應(yīng)力：=
=
=125.34N/mm2
==137.02 N/mm2
（f）彎曲疲勞極限由圖查得：=230 N/mm2
210 N/mm2
由表查得：N0=3×106，m=49.91(為疲勞曲線方程指數(shù))
（g）彎曲壽命系數(shù)YN：YN1===0.9
YN2==0.91
（h） 由圖查得尺寸系數(shù)：YX=1.0
（i）彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)SFmin查得：SFmin=1.25
（j）許用彎曲疲勞應(yīng)力：
===165.6N/mm2
===152.88 N/mm2
（k）彎曲疲勞強(qiáng)度校核：
=125.34 N/mm2〈
=137.02N/mm2〈
所以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》 葉偉昌 2001）
（5）齒輪傳動幾何尺寸計算
幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-1：（取，,）
表3-1 圓錐齒輪參數(shù)（單位mm）
名 稱
代號
計算公式
結(jié) 果
小齒輪
大齒輪
傳 動 比
法面模數(shù)
法面壓力角
標(biāo)準(zhǔn)值
齒 數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒 寬
3.2 低速級圓柱直齒輪的設(shè)計：
（1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù)
①選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。
② 選取齒輪為8級精度（GB10095—88）
③ 選取小齒輪齒數(shù)Z=25，Z=Z=25×2.18=54.5取Z=55
（2）設(shè)計計算：
①設(shè)計準(zhǔn)則：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
②按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
其中
，
（a）查圖選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為：
小齒輪為=580Mpa,大齒輪=560 Mpa。
（b）由圖查得彎曲疲勞極限：=230 N/mm2
210 N/mm2
（c）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：N1=60n2at=60×388×1×24000
N1=5.6×108
則N2=N1/μ2=5.6×108/2.18=2.6×108
（d）由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)
（e）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；
（f）查表得接觸疲勞安全系數(shù)=1；彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4；
又=2.0，試選=1.3。
（g）求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力：
=580Mpa;
=571Mpa;
=230×2×1/1.4Mpa=328Mpa;
=300Mpa.
（h）將有關(guān)值代入下式得：
=
即：=71.3mm
則=1.4m/s
∴/100=25×1.4/100=0.35 m/s
（i）查圖可得，由表查得，；取，
則1.25×1.09×1.05×1=1.431
修正=71.3×1.03mm=73.4mm
（j）m= 所以由表取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm.
（k）計算幾何尺寸：
=3×25=75mm，
3×55=165mm,
a=m(Z1+Z2)/2=120mm,
b=1×75mm=75mm,
取b2=75，b1=85mm
(3).校核齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度：
由圖可查得
由下式校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度：
，即Mpa<;
MPa = 87.8MPa<;
所以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》 ）
（4）齒輪傳動幾何尺寸計算
幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-2：（取，）
表3-2 圓柱齒輪的參數(shù)（單位mm）
名 稱
代號
計算公式
結(jié) 果
小齒輪
大齒輪
中 心 距
=
傳 動 比
法面模數(shù)
法面壓力角
標(biāo)準(zhǔn)值
齒 數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒 寬
大齒輪采用腹板式鍛造齒輪機(jī)構(gòu)。小齒輪與軸材料相同采用齒輪軸。
4 軸的設(shè)計
4.1中間軸的設(shè)計
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
（2）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖4-1 中間軸裝配草圖
按軸的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度要求選取安裝軸承處①和⑥的軸徑d=45mm，初選軸承型號為30209圓錐滾子軸承（GB/T297—94），裝齒輪②處的軸徑d=50mm，軸肩③直徑
d=55mm，齒輪軸④處的齒頂圓直徑d=108mm，軸肩⑤直徑d=50 mm，軸的裝配草圖如圖所示，兩軸承支點(diǎn)之間的距離為=
式中——軸承寬度，查得30209軸承=20 mm
——齒輪端面與軸承端面的距離=35.5
——錐齒輪的寬度，=30mm
——兩齒輪輪轂端面之間的距離=6mm
——圓柱齒端面和軸承端面的距離=27.5
——圓柱齒輪的寬度，=115mm
（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
① 計算作用在軸上的力
（a）錐齒輪受力分析
圓周力
徑向力
軸向力
（b）圓柱齒輪受力分析
圓周力
徑向力
② 計算支反力
水平面：
=
求得：，
再由，得：
垂直面：，，
求得
再由，
③ 作彎矩圖
水平面彎矩 ：
垂直面彎矩 ：
④ 合成彎矩 ：
⑤ 轉(zhuǎn)矩
⑥計算當(dāng)量彎矩
單向運(yùn)轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)折合系數(shù)取為：
B截面的當(dāng)量彎矩為
⑦ 校核軸徑
分別校核B，C截面，校核該截面直徑
考慮到鍵槽的設(shè)計會降低軸的強(qiáng)度，所以軸的設(shè)計應(yīng)在原來設(shè)計基礎(chǔ)上增大5%，
則
.
結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的最小直徑B為50mm，C為55mm，所以強(qiáng)度足夠。
（5）軸的校核
圖4-2 中間軸的受力分析及彎扭矩圖
（6）軸的結(jié)構(gòu)
圖4-3 中間軸結(jié)構(gòu)
4.2 高速軸的設(shè)計校核
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
（2）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
按軸的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=30，初選軸承型號為30208圓錐滾子軸承（GB/T297—94），長度尺寸根據(jù)結(jié)構(gòu)進(jìn)行具體的設(shè)計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設(shè)計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的。
圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖二所示
（4）計算支承反力 在水平面上為
R2H=Fr1+R1H=565.2+206.6N=771.8N
在垂直平面上為
軸承1的總支承反力為
軸承2的總支承反力為
（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示
在水平面上，a-a剖面為
MaH=-R1Hl2=-206.6*135.9Nmm=-28076.9Nmm
b-b剖面左側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面為
b-b剖面左側(cè)為
（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖4.2所示
校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩，a-a剖面為危險面
其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力為
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求
校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠。
4.3 低速軸的設(shè)計校核
（1）選擇軸的材料
根據(jù)所設(shè)計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學(xué)性能，得抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。查軸的許用彎曲應(yīng)力表，得，，。
( 2 ) 初步估算軸的最小直徑
取C=106，得≥
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
按軸的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=65，初選軸承型號為30214圓錐滾子軸承（GB/T297—94）。其中長度尺寸根據(jù)中間軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行具體的設(shè)計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設(shè)計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的，是安全的，軸的結(jié)構(gòu)如圖所示：
圖4-5 低速軸結(jié)構(gòu)
軸的受力分析
（1） 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示
（2）
計算支承反力 在水平面上為
R2H=Fr4-R1H=1777.1-61N=1838.1N
在垂直平面上為
軸承1的總支承反力為
軸承2的總支承反力為
（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示
在水平面上，a-a剖面為
MaH=-R1Hl2=-61*68.7Nmm=-4190.7Nmm
a-a剖面右側(cè)為
MaH′=R2Hl2=1838.1*132.7Nmm=243915.9Nmm
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面為
a-a剖面右側(cè)為
（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖7f所示，T1=918410Nmm
校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩，a-a剖面為危險面
其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求
校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠
5 軸承的選擇和計算
5.1 中間軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步選用30209（GB/T297—94）圓錐滾子軸承
（1） 計算軸承載荷
圖5-1 中間軸軸承的受力簡圖
① 軸承的徑向載荷
軸承A：
軸承B：
② 軸承的軸向載荷
查表可得圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力計算公式為
查表可得30209軸承的Y=1.5。
故，方向為自左向右；
，方向為自右向左。
由，故軸承A被壓緊，B被放松。
所以，兩軸承的總軸向力為：
，。
③ 計算當(dāng)量動載荷
由表查得圓錐滾子軸承30209的
取載荷系數(shù)，
軸承A：>e
則
軸承B：＜e
則
④ 計算軸承壽命
因為＞，軸承B受載大，所以按軸承B計算壽命，查得30209軸承基本額定載荷，軸承工作溫度小于，取溫度系數(shù)，則軸承壽命，
若按8年的使用壽命計算，兩班制工作，軸承的預(yù)期壽命為
，＞,所以所選軸承合適。
5.2 高速軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用30208（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。
⑴計算軸承的軸向力：
由表9-9查軸承得，，由表9-10查得軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1,2的內(nèi)部軸向力分別為：
外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則：
則兩軸承的軸向力分別為：
⑵計算當(dāng)量動載荷：
因為,查表得,因，故,軸承1的當(dāng)量動載荷為:
因為,查表得,因，
故,軸承2的當(dāng)量動載荷為:
⑶校核軸承壽命
因為，故只需校核軸承2，。軸承在以下工作，查表8-34得。對于減速器，查表8-35的載荷系數(shù)
軸承2的壽命為：
減速器預(yù)期壽命為：
，故軸承壽命足夠。
5.3 低速軸的軸承的選擇和計算
按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用30213（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。
則
則
則
，
則
則
故合格
6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸
(1) 箱座（體）壁厚：=≥8，取=10，其中=210；
(2) 箱蓋壁厚：=0.02a+3≥8，取=8；
(3) 箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：，,；
(4) 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)=210，得，根據(jù)螺栓的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格，選得20，數(shù)目為6個；
(5) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑：；
(6) 箱蓋、箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑：=10～12，取=10；
(7) 軸承端蓋螺釘直徑：
表6-1 減速器所用螺釘規(guī)格
高速軸
中間軸
低速軸
軸承座孔（外圈）直徑
80
85
125
軸承端蓋螺釘直徑
8
10
10
螺 釘 數(shù) 目
6
6
6
(8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為二級傳動減速器，所以取=5；
(9) 螺栓相關(guān)尺寸：視具體設(shè)計情況而定，以圖紙設(shè)計為準(zhǔn)
(10) 軸承座外徑：，其中為軸承外圈直徑，
把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下：
高速軸：mm取為125mm;
中間軸：取為130mm;
低速軸：取為180mm.
(11) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓的距離：以螺栓和螺釘互不干涉為準(zhǔn)盡量靠近；
(12) 軸承旁凸臺半徑：40mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)而定；
(13) 軸承旁凸臺高度：根據(jù)低速軸軸承外徑和扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定；
(14) 箱外壁至軸承座端面的距離：，取=60mm；
(15) 箱蓋、箱座的肋厚：≥0.85，取=8mm，≥0.85，取=10mm；
(16) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離：≥1.2，取=20mm；
(17) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度=1：10，
過渡斜度=1：20，鑄造外圓角=5，鑄造內(nèi)圓角=3。
7 鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核
（1）錐齒輪與軸的鍵聯(lián)接
① 選用普通平鍵（A型）
按中間軸裝齒輪處的軸徑=50，以及輪轂長=50，
查表，選用鍵14×45GB1096—79。
② 強(qiáng)度校核
鍵材料選用45鋼，查表知，鍵的工作長度，，按公式的擠壓應(yīng)力
＜
所以鍵的聯(lián)接的強(qiáng)度是足夠的，選用本鍵合適。
（2） 低速軸和高速軸上的鍵效核方法同上，材料同樣選用45鋼。
經(jīng)效核，合格。
結(jié) 論
減速器的設(shè)計是一個較為復(fù)雜的過程，期間設(shè)計計算、繪制工程圖、編制工藝等等，都是較為繁瑣的事情。但隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展這些過程都變的簡單化。為了適應(yīng)現(xiàn)代市場的需求，就必須運(yùn)用計算機(jī)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，更新速度慢的問題。
通過本設(shè)計我對各種減速器的結(jié)構(gòu)和設(shè)計步驟有了一個大概的了解，對以前所學(xué)的專業(yè)知識作了一個很好的總結(jié)，設(shè)計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學(xué)習(xí)工作中來彌補(bǔ)。
致 謝
感謝學(xué)校和系里為我們學(xué)生提供了優(yōu)越的學(xué)習(xí)環(huán)境和學(xué)習(xí)條件，使我們能夠順利的完成設(shè)計的任務(wù)。我要對所有幫助過我的老師我同學(xué)說一聲感謝，你們都辛苦了！
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