基于ProE的二级圆柱齿轮减速器设计造型毕业论文.doc

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1、分类号 单位代码 密 级 学 号 * 学生毕业设计题 目基于Pro/E的二级圆柱齿轮减速器设计造型作 者LXT院 (系)化学与化工学院专 业过程装备与控制工程指导教师D R答辩日期2012 年 5 月 26 日摘 要减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械传动装置，在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用。本设计是一台二级圆柱齿轮减速器，完成了齿轮设计、轴设计、齿轮及轴强度校核等计算工作，并且采用Pro/E三维造型和装配，使设计结果得到最直接的体现。初步建立了一台减速器的参数化设计系统，采用此方法实现一台减速器，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性，对提高产品质量具有一

2、定意义。关键词：减速器；Pro/E；三维造型；模型装配Modeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/EABSTRACTThe reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitting torque between the prime mover and working machine or the implementing agenc

3、y.This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the strength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have the most direct manifestation. By the initial establishment of this parametric de

4、sign system, the program can devise a reducer, shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality.Key words: Reducer; Pro/E; Three-dimensional Modeling; Assembly Modeling目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1 减速器简介11.2 计算机辅助设

5、计（CAD）简介及发展现状11.3 本课题研究目的意义22 二级圆柱齿轮减速器设计计算32.1 设计参数32.2 传动方案的分析32.3 电动机的选择32.3.1 工作机使用功率Pw42.3.2 所需的电动机的功率Pd42.3.3 选择电动机的额定功率Pd42.3.4 选择电动机转速42.3.5 总传动比计算和分配各级传动比52.4 传动装置运动和动力参数计算52.4.1 各轴转速的计算52.4.2 各轴功率的计算62.4.3 各轴扭矩的计算62.5 齿轮传动的设计计算62.5.1 高速级齿轮传动的设计计算62.5.2 低速级齿轮传动的设计计算102.6 轴的设计计算132.6.1 高速级轴的

6、设计132.6.2 中间轴的设计162.6.3 低速级轴的设计172.7 键联接的选择及校核计算192.7.1 输入轴上键的选择及校核192.7.2 中间轴上键的选择及校核192.7.3 输出轴上键的选择及校核202.8 箱体结构的设计202.8.1 箱体初步设计202.8.2 箱体附件设计202.8.3 箱体尺寸表212.9 润滑密封设计223 基于Pro/E的二级圆柱齿轮减速器的造型及装配233.1 轴承的主要造型过程233.2 轴承端盖的主要造型过程233.3 上箱体的主要造型过程243.4 下箱体的主要造型过程243.5 箱体的装配过程254 总结27参考文献28致 谢291 绪论1.

7、1 减速器简介减速器是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要作用是用来传递动力和增大转矩，广泛应用于机械传动行业，如矿业生产、化工设备、汽车制造、农业生产等领域。而在种类繁多的减速器中，圆柱齿轮减速器是较为普遍使用的传动装置，其设计过程几乎涉及机械设计各个方面，如几何参数设计、结构设计、标准件选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封设计等。其设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业技术水平，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；

8、二化即标准化、多样化1-2。1.2 计算机辅助设计（CAD）简介及发展现状计算机辅助设计(Computer Aided Design，简称CAD)是指工程技术人员以计算机为工具进行设计活动的全过程：包括资料检索、方案构思、分析计算、工程绘图和编制技术文件等，是随着计算机、外围设备及软件的发展而形成的一门综合性很高的新技术。该技术产生于上世纪50年代后期发达国家的航空和军事工业中，其主要发展阶段和特点如下：20世纪60年代，CAD有交互式二维绘图和三维线框模型的主要特点。20世纪70年代，CAD的主要特点是自由曲线曲面生成算法和表面造型理论。这期间CAD开始实用化，从二维的电路设计发展到三维的飞

9、机、造船、汽车等设计。正是曲面造型技术带来了CAD技术的第一次革命。20世纪80年代，CAD的主要技术特征是实体造型理论和几何建模方法。实体造型技术能够精确表达零件的全部属性，有助于CAD、CAM、CAE的集成，被认为是新一代CAD系统在技术上的突破性进展。20世纪90年代，参数化造型理论日趋成熟，形成了基于特征的实体造型技术，为建立产品的信息模型奠定了基础，其以PTC公司的Pro/ENGINEER为代表。可以认为，参数化技术的应用主导了CAD发展史上的第三次技术革命。可以看出，CAD正经历着由传统技术向现代技术的转变，如今的CAD技术己广泛应用于电子、机械、建筑、轻纺航空航天、化工、交通、影

10、视、教育等各个领域，特别是近二十年来，由于计算机硬件性能的不断提高，CAD技术有了大规模的发展，己经引起了一场工程设计领域的技术革命，并取得了明显的经济效益和社会效益，从而也成为衡量一个国家的科学技术现代化和工业现代化的重要标志之一。1.3 本课题研究目的意义基于以上背景，本设计是以二级圆柱齿轮减速器为例，主要对各级传动齿轮、轴、轴承、键、箱体等进行设计计算，然后又对齿轮，轴，键等一些重要零件的强度、刚度、稳定性进行了校核。随后根据自己算出来的尺寸开始手工画草图，草图绘制完成后，再利用Pro/E软件进行齿轮、轴、轴承、轴承端盖、箱体等零部件的三维造型，最终装配成一台二级圆柱直齿轮减速器，使设计

11、结果的正确性最终得到最直接的体现。采用此方法实现一台减速器，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性。通过完成本设计，可掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，了解现代CAD设计方法，为以后的学习和工作积累经验，锻炼解决问题的能力，所以本课题的研究具有重要意义3-4。2 二级圆柱齿轮减速器设计计算2.1 设计参数工作机输入转矩T 900 N m输送带工作速度v 1.4 m/s滚筒直径D 400 mm每日工作小时数 16h使用年限 8年2.2 传动方案的分析给定的参数中转矩小于1500 N m，带速小于5.0 m/s，从而可以看出该机构载荷较平稳，二级圆柱齿轮减速器可以初选展开式结

12、构。由于该传动速度较低且工作比较平稳，故选用闭式圆柱直齿轮传动，这样传动效率高，结构紧凑，润滑和防护也有利于减速器的工作寿命及日常维护5。传动方案如下：图2-1 设计传动简图2.3 电动机的选择该减速器为一般用途机械，根据工作和电源条件，选用Y系列三相异步电动机，方法如下：2.3.1 工作机使用功率PwPw= （2-1）式中 T工作机输入转矩，N m；工作机转轴的转速，r/min；工作机的传动效率。从给定参数中可知圆周速度和滚筒直径D由公式：v=可以求得=66.85 r/min进而得到Pw=6.49 KW2.3.2 所需的电动机的功率Pd由参考文献5表2-5选取：=0.96（V带效率）；=0.

13、97（齿轮传动效率按7级精度）：=0.99（滚动轴承效率）；=0.99（弹性联轴器效率）；传动滚筒效率。由式=可得到电动机至滚筒的传动总效率：=0.960.970.990.990.96 =0.82所需电动机的功率=7.91 KW2.3.3 选择电动机的额定功率Pd因减速器连续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，经常满载，每天两班制工作16h，查Y型电动机型号表，取=11 KW2.3.4 选择电动机转速工作转速为=66.85 r/min可取67 r/min。推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i齿轮=34。故电动机转速的可选范围为=（916）66.85=(601.651069.6

14、0) r/min，符合这一范围的同步转速有1000和750两种。查得两种电动机型号其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2-1 电动机型号选择方案电动机型号额定功率/KW电动机转速(r/min)总传动比 重量同步转速满载转速i/Kg1Y180L-81175073010.921802Y160L-611100097014.51139综合考虑电动机、传动装置、重量及传动比，比较上表两种方案。方案1电动机价格较便宜，但传动比较小，致使传动装置的结构尺寸也较小，不利于日常维护检修；方案2的电动机和传动比都比较适中，传动装置结构也比较紧凑。因此选定电动机型号为Y160L-6，其满载转速=970 r/min

15、。2.3.5 总传动比计算和分配各级传动比（1）传动系统的总传动比 i= （2-2）将电动机的满载速=970r/min，圆筒轴转速=67r/min带代入式（2-2）有：i=14.5（2）分配传动系统各级传动比该系统由一级带传动和两级齿轮传动组成。因为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配5，即：而此时i=14.5，代入得=4.344.66.取=4.5则=14.5/4.5=3.222.4 传动装置运动和动力参数计算2.4.1 各轴转

16、速的计算电动机轴 n=970 r/min轴 n=970 r/min轴 n=215.56 r/min轴 n=66.94 r/min工作机轴 =n=66.94 r/min2.4.2 各轴功率的计算电动机输出功率 =11 KW轴 P=7.910.96=7.59 KW轴 P=P=7.590.990.97=7.29 KW轴 P=P=7.290.990.97=7.00 KW工作机轴 P=P=6.39 KW2.4.3 各轴扭矩的计算电动机轴 =9550=9550=77.88 Nm轴 =9550=9550=74.73 Nm轴 =9550=9550=322.97 Nm轴 =9550=9550=998.66 Nm

17、工作机轴 =9550=9550=925.07 Nm2.5 齿轮传动的设计计算2.5.1 高速级齿轮传动的设计计算（1）材料、热处理、精度材料：因传递功率不大，转速不高，材料按参考文献5表7-1选取，都采用45号钢。热处理：大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取270HBS，大齿轮齿面硬度取230HBS，两者相差40HBS。精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级。（2）设计过程1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数20。大齿轮齿数204.5=90 取90。2）由齿面接触疲劳强度公式有： （2-3）确定各参数的值：a.初选动载系数：试选=1.

18、6b.传递转矩即轴转矩：=74.73 Nm=74730 Nmmc.查表2-8-6：=1.0d.齿数比u：u=i=4.5e.弹性系数：查参考文献6表2-8-4得=189.8 f.区域系数：查参考文献6图2-8-13得=2.45g.重合度系数：查参考文献6(式2-8-17）：其中端面重合度：查参考文献6图2-8-12有=+=0.75+0.86=1.61则：=0.89h.许用接触应力：查参考文献6（式2-8-13）：取接触疲劳最小安全系数=1.0由参考文献6图2-8-17按齿面硬度查得：小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1420 MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550 MPa(取M

19、L值)应力值环数N：参考文献6（式2-8-14）：有=60nj=609701（283008）=2.2310=/=2.2310/4.5=5.0010接触疲劳寿命系数：查参考文献6图2-8-15得：K=0.91 K=0.94齿轮的疲劳强度极限=0.91420 MPa =382.2 MPa =0.94550 MPa =517 MPa 则许用接触应力：=(+)/2=(382.2+517)/2=499.6 MPai.代入数据求出小齿轮的分度圆直径：58.54 mm从而得：计算圆周速度2.97 m/s计算齿宽b和模数计算齿宽b：b=58.54 mm计算模数：=2.93 mm计算齿宽与高之比齿高h=2.25

20、=2.252.93=6.59 mm=8.88计算载荷系数K：由参考文献6式（2-8-2）：KK查表2-8-1使用系数=1.10根据，7级精度，查参考文献6图2-8-7得动载系数=1.11查参考文献6表2-8-2，7级，未硬化，得：=1.0查表2-8-3，7级，非对称，得：K=1.32故载荷系数：KK=1.61按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=58.66 mm计算模数=mm 查参考文献6表1-5-3取：mm3）由齿根弯曲强度的校核公式： （2-4）确定各参数的值： a.动载系数K：K=1.61b.传递转矩即轴转矩：=74.73 Nm =74730 Nmmc.查参考文献6表2-8-6：=1.0

21、d.模数：mm e.齿数：20 Z290f.齿形系数和应力修正系数： 由参考文献6表2-8-5用插值法得：2.73 2.191.57 1.79g.重合度系数，由参考文献6（式2-8-21）：=0.25+0.75/得=1.25 =1.12h.计算得：=119.37 MPa =4.83 MPa取两者之间较大的，即=119.37 MPai.许用接触应力：参考文献6（式2-8-13）：取弯曲疲劳最小安全系数=1.4由参考文献6图2-8-18按齿面硬度查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限：397 MPa(取MQ值)大齿轮弯曲疲劳强度极限：512 MPa(取ML值)应力值环数N：参考文献6（式2-8-14）：有=

22、60nj=609701（283008）=2.2310= N/=2.2310/4.5=5.0010 弯曲疲劳寿命系数：查参考文献6图2-8-16得：=1.37 =1.20齿轮的疲劳强度极限=388.49 MPa =512 MPa 取其中较小值=388.49 MPa=119.37 MPa即满足强度要求。4）几何尺寸计算a.计算中心距a=165 mmb.计算大小齿轮的分度圆直径d=60 mmd=270 mmc.计算齿轮宽度B=圆整得： 2.5.2 低速级齿轮传动的设计计算（1）材料、热处理、精度材料：因传递功率不大，转速不高，材料参考文献5按表7-1选取，都采用45号钢。热处理：大齿轮正火处理，小齿

23、轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取280HBS，大齿轮齿面硬度取240HBS，两者相差40HBS。精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级。（2）设计过程1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核6。初选小齿轮齿数22。大齿轮齿数223.22=70.84 取72。2）由齿面接触疲劳强度公式： （2-5）确定各参数的值：a.初选动载系数：试选=1.6b.传递转矩即轴转矩：=3.23 Nm =322970 Nmmc.查参考文献6表2-8-6：=1.0d.齿数比u：u=i=3.27e.弹性系数：查参考文献6表2-8-4得=189.8f.区域系数：查参考文献6图2-8-13得=2.4

24、g.重合度系数：参考文献6(式2-8-17）：其中端面重合度：查参考文献6图2-8-12有=+=0.765+0.86=1.625则：=0.89h.许用接触应力：参考文献6（式2-8-13）：取接触疲劳最小安全系数=1.0由参考文献6图2-8-17按齿面硬度查得：小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1420 MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550 MPa(取ML值)应力值环数N：参考文献6（式2-8-14）：有=60215.561（283008）=4.9710=/=4.9710/3.22=1.5410接触疲劳寿命系数：查参考文献6图2-8-15得：K=0.89 K=0.92齿轮的

25、疲劳强度极限=0.89420 MPa =373.8 MPa =0.92550 MPa =506 MPa 则许用接触应力： =(+)/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa i.代入数据求得小齿轮的分度圆直径d：104.65 mm从而得：计算圆周速度1.18 m/s计算齿宽b和模数计算齿宽b：b=104.65 mm计算模数：=4.76 mm计算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.254.76=10.71 mm=9.77计算载荷系数K：由参考文献6（式2-8-2）：KK查表2-8-1使用系数=1.10根据,7级精度, 查参考文献6图2-8-7得动载系数=1.10查2-8-2，7级，未硬化

26、，得：=1.0查表2-8-3，7级，非对称，得: K=1.34故载荷系数：KK=1.62按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=105.08 mm计算模数= 查参考文献6表1-5-3取标准模数：mm3）由齿根弯曲强度的校核公式： （2-6）确定各参数的值:a.动载系数：=1.62b.传递转矩即轴转矩：=3.23 Nm =322970 Nmmc.查参考文献6表2-8-6：=1.0d.模数：mme.齿数:22 Z272f.齿形系数和应力修正系数:由参考文献6表2-8-5用插值法得：2.72 2.191.57 1.79g.重合度系数，由参考文献6（式2-8-21）：=0.25 + 0.75/其中端面重

27、合度：查图2-8-12：=0.765 =0.86有：=1.23 =1.12h.计算得：=90.85 MPa =7.09 MPa取两者之间较大的，即=90.85 MPai.许用接触应力：参考文献6（式2-8-13）：取弯曲疲劳最小安全系数=1.4由参考文献6图2-8-18按齿面硬度查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限：397 MPa(取MQ值)大齿轮弯曲疲劳强度极限：512 MPa(取ML值)应力值环数N：参考文献6 (式2-8-14)：有=60215.561（283008）=4.9710=/=4.9710/3.22=1.5410 弯曲疲劳寿命系数：查参考文献6图2-8-16得：=0.87 =0.91齿

28、轮的疲劳强度极限=246.71 MPa =332.8 MPa 取其中较小值=246.71 MPa=90.85 MPa即满足强度要求。4）几何尺寸计算a.计算中心距a=235 mmb.计算大.小齿轮的分度圆直径d=110 mmd=360 mmc.计算齿轮宽度B=圆整得： 综上整理计算结果有：表2-2 齿轮设计参数级别a齿宽高速级20903165=65 mm,=60 mm低速级22725235=115 mm,=110 mm2.6 轴的设计计算2.6.1 高速级轴的设计（1）由前计算列出轴上各数据表2-3 轴设计参数功率/ KW转矩/ Nmm转速（r/min）直径/ mm压力角7.597473097

29、06020（2）初步确定轴的直径先由参考文献6表2-10-1选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献6表2-10-3初步估算轴的最小直径，取。由 （2-7）有：最小直径显然是安装联轴器处的直径，取（3）轴结果的设计1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示图2-2 轴设计方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.轴承端盖的总宽度为37 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取-的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径

30、。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故-的长度应比略短一些，现取。b.初步选择滚动轴承：因轴承受有径向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取GB/T292-2007的单列角接触球轴承7206AC型，尺寸为dDB=30 mm62 mm16 mm，故取=30 mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查轴承轴肩的高度h=2.5 mm，取=35 mm。c.取安装齿轮处的轴段，因小齿轮直径较小，故直接把齿轮和轴做成一起，即。d.段的右端与左轴承之间采用挡油环定位，防止小齿轮的油甩出。取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm，考虑到箱体的铸造误差

31、，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8，已知滚动轴承宽度B=16 mm。第根轴上有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为60 mm，小齿轮齿宽115 mm，取=6 mm，则可计算：=（16+8+16-6）mm=34 mm，。至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，其他各处的倒圆角为R=3。（4）求轴上的载荷1）求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为=60 mm切向力 径向力 轴向力 2）根据结构图作出轴的计算简图： 图2-3 轴的强度分析水平支反力 垂直支反力 水平弯矩 垂直弯矩 总弯矩 表2-4轴的校核计算载荷水平面H垂直面V支反力弯矩

32、总弯矩 扭矩（5）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大扭矩的截面。根据表中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）。由 （2-8）计算轴的应力前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60 MPa，因此ca0.07d，则h=5,。轴肩宽度b1.4h，取。e.轴承端盖的总宽度为37 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。f.段的右端与左轴承之间采用挡油环定位，防止小齿轮的油甩出

33、。取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ，考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8 ，已知滚动轴承宽度b=23 。第根轴上有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为115 mm，小齿轮齿宽为60 mm，则可计算：，。至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，其他各处的倒圆角为R=3。2.7 键联接的选择及校核计算2.7.1 输入轴上键的选择及校核（1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按其直径为23 mm，查GB1096-1979得平键截面bh=8 mm7 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40 mm。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证的，

34、此处选轴的尺寸公差为k6。（2）键的工作长度=L-b=40-8=32 mm，由参考文献6表2-5-2根据静联接及键的材料为碳素钢，故其许用挤压应力为=100 MPa。由于齿轮的材料为调质钢，其许用挤压应力=100 MPa，故联接的许用挤压应力=100 MPa。由 （2-9）得联轴器上故键联接的强度足够。2.7.2 中间轴上键的选择及校核（1）齿轮与轴的定位用平键连接，按其直径为50 mm，查GB1096-1979得平键截面bh=14 mm9 mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为100 mm、50 mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过

35、渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（2）校核高速级上齿轮对应的键，其工作长度为=L-b=50-14=36 mm，由参考文献6表2-5-2，根据静联接及轴和键的材料均为碳素钢，故两者的许用挤压应力都为=100MPa。由于齿轮的材料为调质钢，故其许用挤压应力=100 MPa，因而联接的许用挤压应力取为=100 MPa。由式（2-9）得：故键联接的强度足够。2.7.3 输出轴上键的选择及校核（1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，查GB1096-1979查得平键截面bh=16 mm10 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63 mm；齿轮与轴的定位用平键截面bh=20 mm12 mm，长为90

36、mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（2）键的长度为轮毂上=L-b=90-20=70mm，联轴器上=L-b=80-16=64mm，由参考文献6表2-5-2，根据静联接及轴和键的材料均为碳素钢，故两者的许用挤压应力都为=100 MPa。由于齿轮的材料为调质钢，故其许用挤压应力=100 MPa，因而联接的许用挤压应力取为=100 MPa。由式（29）得：轮毂上联轴器上故键联接的强度足够6。2.8 箱体结构的设计2.8.1 箱体初步设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，为保证齿轮啮合质量采

37、用剖分式结构，上箱体与下箱体采用配合。（1）在机体外增加加强筋，外轮廓为长方形，增强轴承座的刚度。（2）考虑到机体内零件的润滑、密封以及散热，故采用浸油润滑，同时为避免运行期间沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40 mm。（3）为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。（4）保证机体结构有良好的工艺性，铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。2.8.2 箱体附件设计（1）视孔盖和视孔：在机盖顶部开视孔，即可以看到传动零件啮合区，并保证足够的空间，以便于能伸入进行操作。视孔有盖板，并用垫片加强密封，紧固螺栓选用M6。（2）油螺塞：放油孔位于箱体内腔最底处，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。（3）油标：油标设在便于观察减速器油面及油面稳定之处，安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。（4）通气孔：由于减速器运转期间，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的视孔盖上安装通气器