蜗轮蜗杆二级减速器二级项目开发设计使用说明燕山大学

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目蜗杆-齿轮二级减速器学院（系）：机械工程学院指导教师:白老师年级专业:15级模具1班学 号:110111111111学生姓名:望乡人.传动方案的拟定1.电动机的选择及传动比确定1 .性能参数及工况2.电动机型号选择三.运动和动力参数的计算1.各轴转速2.各轴输入功率3.各轴输入转距四.传动零件的设计计算1 .蜗杆蜗轮的选择计算2 .斜齿轮传动选择计算五.轴的设计和计算131.初步确定轴的结构及尺寸132. 3轴的弯扭合成强度计算17六.滚动轴承的选择和计算21七.键连接的选择和计算22八、联轴器的选择22九.减速器附件的选择23十.润滑和密圭寸的选择24.拆装

2、和调整的说明24十二.主要零件的三维建模24十三.设计小结28十四.参考资料29设计及计算过程结果.传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，禾U用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v 45 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示：图1减速器机构简图.电动机的选择及传动比确定1.性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=2287N运输机皮带作速度：V

3、=0.31m/s滚筒直径：D=0.41m使用地点：室内生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班2 .电动机型号选择F=2287N根据室外使用条件，选择 丫系列三相异步电动机。V=0.31m/s运输机所需工作功率：D=0.41mFV2287 0 31pw0.709KW10001000联轴器效率n 1=0.99 ,轴承效率n 2=0.99，一对斜齿轮啮合传动效率n 3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率n 4=0.8，卷筒的效率n5=0.96可得减速器总效率为2 4总123 4 50.7014电动机所需功率pw0.709P电1.010KW总0.7014卷筒轮转速n卷込Rv601000 0 31P

4、w=0.709K14.45 / minD360w蜗杆一齿轮减速器总传动比合理范围为：i 总=6090所用电机转速范围n 电 n卷 i 总 1445(6°-90)8671300.5(r/ min)r总、=0.7014选取Y100L-6型号的电机，主要性能参数如表1 :表1 Y100L-6 型电机性能参数P 电=1.01Kw电动机额定功同步转速满载转速起动转矩最大转矩额定转矩额定转矩型号率（Kw）(r/min )(r/min )Y100L1.510009402.02.2-6n 卷=14.45r/min总传动比为额竺65 05 n卷14 45.齿轮传动比i2= (0.040.07 )i总，

5、所以齿轮传动比范围为(0.04 0.07)65.052.602 4.5535i齿i蜗，则i蜗14 29 25，蜗杆取两头，则传动比在1532范围内。可取i蜗=20，i齿 i 总 / i蜗65 05 / 203 25.运动和动力参数的计算电动机型号设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3Y100L-6轴，卷筒轴为4轴。n0=1000r/mi n1.各轴转速nm=940r/minno=n 1 =n m =940 r / minn2=n m / i 1= 940/20= 47 r / minn3=n 4=n 2 / i 2= 47/3.25= 14.45r / mini 总=65.052

6、.各轴输入功率：P o=1.O1O8KwP1=Po n1=1.0108 x0.99=1.00KwP2=P1 n2 n4=1.00 X0.99 x0.80=0.79Kwi 蜗=20P3=P2 n2 n3=0.79 X0.99 x0.97=0.76KwP4=P3 n n2=0.76 X0.99 X0.99=0.75Kwi 齿=3.253.各轴输入转距：T0=9550 XP0/nm=9550 X1.0108/940=10.27 N mT1=9550 XP 1/n 1 = 9550 X1.00/940=10.17 N mT2=9550 XP2/n 2=9550 X0.79/47=161.04 N mT

7、3=9550 xP3/n3 =9550 X0.76/14.45=502.99 N mT4=9550 XP4/n 4 = 9550 X0.74/14.45=492.99 Nm轴号功率P ( Kw )转矩T(N m)转速n(r/mi n)电机轴1.010810.279401轴1.0010.179402轴0.79161.04473轴0.76502.9914.45卷筒轴0.75492.9914.45表2运动及动力参数传动比i203.25ni=940r / minn 2=47r/minn3=14.45r/ minPi=1.00KwP2=0.79KwP3= 0.76KwP4= 0.75Kw四.传动零件的设

8、计计算1 .蜗杆蜗轮的选择计算(1 )选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级T0=10.27考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45号钢，调质处理，HB=240，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动速度T1 =10.17T2=161.O4(TT3=5O2.99Vs 5.2 104n1 护75.2 1O 4 94O 射61.04 2.66m/s m/s故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuS n10 PI ,砂型铸造T4=492.99b=220MPa ,bS=140MPa。蜗轮轮心选用 Q235，砂模铸造。选用8级精度。(2 )确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=20，选取蜗杆头数 Z

9、1=2，则蜗轮齿数Z2=i 1 Zi=2 X2O=4O(3 )按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计 再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式3m q 9.47COS kK乙载荷系数 K=Ka KKv =1 x1.05 x1=1.05查机械设计课本表7-6得载荷平稳Ka =1 ,设载荷为变载荷，则Kb=1，设蜗轮圆周速度 v2 W3m/s , Kv =1.O5查机械设计课本表7-7 得 9.47COS 百9.26弹性系数Ze= 155如亦由表7-9得应力循环次数N=6Ont=60X47 X3OO X8 X5=4.17 X107蜗轮计算公式和有关数据皆引自机H

10、0.8 將 °.8 220信0147.23MPa械设计第102 页 113将数据代入上式可得m3q 9.26 1.05161.03915540 147.23231084.63mm3蜗杆材料用查机械设计课本表7-4，取45钢，蜗轮m 3q=1000mm3, m=5 ,d1=40mm ，q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度n2mZ2V260 100047 5 400.492m/s60 1000相对滑动速度V2vssin0.4922.028m/ssin 14.04选用铸造锡ZCuS n10PI蜗杆传动精乙=2Z2=40其中 arctanZ q2arcta n-

11、 14.048啮合效率tanta n14.04tan(v)tan(14.042.57 )0.8383搅油效率n 2取为0.99，滚动轴承效率n 3取为0.99/对。其中当量摩擦角e v由Vs查机械设计课本表 7-10得K=1.052总效率n= n n2 n3=0.8383 X0.99 X0.99=0.82(5)复核m3q3m q 9.47COSkT2(，)2Z2 HKa=1K 3=1.059.47cos14.040 821.05 161.039 0.815540 147.23Kv=131112.43mm31000mm(6)计算中心距蜗轮分度圆直径d 2 mZ2 5 40200mm传动中心距Ze

12、=1551 40a1 (d1 d 2)2200120mmVMPa(7 )校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式1.64 KT2FY FK、T2、m、和 d 1、d2同前，当量齿数Zv=Z 2/cos 3 丫=41.52查机械设计课本表7-8得齿形系数Yf1.76螺旋角系数14.041 =1=0.8997140140许用弯曲应力计算公式H 147.23MPam3q=1084.63mm 3, m=5 ，d1=40mm ，q=8(O.25 s O.。8 b)J-n=0.82其中 s 140 MPab 220M PaN260n2t260 47 8 300 512.35 107将数据代入许用弯曲应

13、力计算公式得F (0.25 s 0.08 b)牯V N29106V12.35 107(0.25 140 0.08 220)30.80 MPa齿根弯曲应力1.64 1.05 161.04F40 200 510.98 MP a<30.80MPa1.76 0.8997蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。(8)热平衡核算减速器润滑油工作油温t t。1000P(1KdA其中室温t0=20 C,n=0.82 , P1=1.0Kw，考虑到减速器用于室外取 Kd=15W/(m2 -C)箱体散热面积1.75aA 0.331000.331.751201000.45m2则工作油温为_(1150.82)0.451.046

14、 C 80 C油温满足温度要求。(9 )计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高 ha1ha m 15 5mm全齿高h12ha m c0.25 11mm1)、蜗杆齿顶圆直径da1d12ha m405 50mm齿根圆直径df1 d12ha m2c m蜗杆螺旋部分取 b1=64mm蜗杆轴向齿距40b1Px蜗杆螺旋线导程2 )、蜗轮喉圆直径da20.2 528mm2mJz2 1m 3.14Pad22 5 740 164.03mm5 15.7mmd2=200m乙Px 215.7 31.4mm2mha 200 2 5 1210mma1 =120mm齿根圆直径df2 d1 2m(ha200c )2 5 1.2188mm

15、蜗轮外径de2da2m 210 5215mm喉圆母圆半径 rg2da2a 一2120210 15mm2齿宽 b22m(0.535.3mm(0.5 yfl)取 b2 35mm2 .斜齿轮传动选择计算(1 )选择材料、热处理方式及精度等级对于一般动力传递，选用8级精度斜齿轮，小齿轮材料为45钢,调质处理，齿面硬度为HB3=24O，大齿轮材料为45钢，正火处理,齿面硬度为 HB4=2OO，HB3-HB 4=4O，热处理方式合适。(2 )初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐范围2040，取Z3=3O，则大齿轮齿数为Z4 i2Z3 3.2530 97.5 取 Z4=98，则实际传动比为传动比误差u i

16、2i2Y f=1.76Y 0.8997Z4u Z3塑 3.27303.273.253.25100%0.51%F30.80MPa在允许的范围内。(3)初算传动主要尺寸对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计3.73d3I2KT 2 u 1 ZhZeZZ蜗轮齿根满足弯曲疲劳1)确定载荷系数强度查机械设计课本表6-4，考虑微振工况取Ka=1查机械设计课本图6-11b 取 Kv=1.01初步取螺旋角 =15端面重合度1 11.88 3.2 cosZ3 Z41.883.2 cos15 1.68 30 98轴向重合度bsin1 30tan15 2.05mn其中 d查机械设计课本表 6-7取d 0.8总重合度

17、查机械设计课本图6-13 取1.45查机械设计课本图6-17 取1.12 则K KaKvK K1 1.011.451.12 1.642)材料的弹性系数查机械设计课本表6-5得Ze=189.8 JMPa油温满足温度要求3)节点区域系数由 =15，查机械设计课本表6-19取 Zh=2.42ha15mm重合度系数d1 )h111mm其中 >1螺旋角系数，取=1，则J倍 0.77Jcos/cos150.983接触疲劳强度极限查机械设计课本图查图6-27 ( b)取计算应力循环次数N360n3jLh 606-27(c)取dHlim3=590MPa(7Hlim4=470MPa47 1 8 300 5

18、3.38 107da1df1b1PxPada2df1mm50mm28mm64mm15.7mm31.4mm210mm188N4山連垃1.04u3.25107de2215mm查机械设计课本图6-25 得接触疲劳寿命系数rg2 15mmKHN3=1.25KHN4 =1.38）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1（失效概率为1%)H 3 KhN3 h lim3 1.25590737.5M PaH 4KhN4 h lim4 1.3470611M Pab2 35mmJ2 1.64 161.039d1彳67.143mm3.25 1 189.8 2.42 0.77 0.980.83.25611取 H 611M

19、 Pa9）试算小齿轮分度圆直径d1齿轮计算公（4）确定传动尺寸式和有关数1）校核圆周速度v 60 1000-70.165m/s60 1000据皆引自机2）修正载荷系数VZ3 0.160=0.0495m/s100100查机械设计课本图6-11b 得 K V 1.0械设计第75 页 1003）校正分度圆直径67.14 怎 66.92mm4）确定模数Z3=30计算法向模数Z4=98mnd3 'cos66.92 cos15取标准值5）计算中心距2cosZ3302.15mmu 3.27mn圆整取 a=165mm2.5mm2.5 (30 98)2 cos15165.64mm6 ）按圆整后的中心距修

20、正螺旋角mn Z3 Z42.5arccos arccos2a沦 15.452 165值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸dimnZ3cos2.5 30cos15.45o77.81mmd2mnZ4cos2.5 98cos15.45o254.18mmKa=18）计算齿宽dd30.8 77.8162.25mmKv=1.01圆整取 b4=63mm，b3=70mm(5 )校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式F3 bdmnYFa3YSa3Y 'F31.68F41)计算重合度系数Y 0.252 )计算螺旋角系数F3YFa4YSa4YFa3YSa30.750.25F2晋 0.6

21、962.052.05竺 0.736120o3)计算当量齿数Z3Z/33cos30cos315.4533.504)ZV4z3cos983cos109.4415.453.73查取齿形系数查机械设计课本图查取应力集中系数查机械设计课本图1.456-216-22得 YFa3=2.55，YFa4=2.18得 YSa3=1.62 ，YSa4=1.82查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图 6-28b 。 6-28C得1121.64Ze=189.8VMRa(TFlim3=450MPa,bFlim4=390MPa查机械设计课本图6-26得寿命系数Zh =2.42107KfN1 =K FN2=17）计算

22、弯曲疲劳许用应力:(tF： =K fn Rim/S取安全系数S=1（取失效概率为1%）则F3 1450 450MPaCF4： 1390390MPa0.7775.62MPaF3f4 75.62 2.18 8272.63mPaF40.9832.55 1.628）计算弯曲应力F3 2 1.64 161.04 2.55 1.62 0.696 0.73670 77.81 2.5齿根弯曲疲劳强度满足条件。Hlim3590MPaHlim4470MPaN 3=3.38（6 ）计算齿轮传动其他尺寸端面模数 mtmn2.5cos 2.59mm cos15.45107N 4=1.04齿顶高haha mn12.5 2

23、.5mm齿根高 hf(ha c )mn 1.25 2.53.125mmKHN31.25KHN4 1.3齿顶圆直径 da3 d3 2ha 77.81 2 2.5 82.81mm737.5MPa齿顶隙 c c mn 0.25 2.50.625mmda4 d4 2ha 254.18 2 2.5 259.18mm齿根圆直径 df3 d3 2hf 77.81 2 3.125 71.56mmHMPa611df4 d4 2hf 254.18 2 3.125 247.93mm五. 轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸(1)蜗杆轴设计及计算F图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240，Kv1

24、.0考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深 沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构 设计如下图d366.92mm图2蜗杆轴的结构设计mn 2.5mm1 ）初算轴头按需用切应力初算 d1di段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2a=165mm取c=112则di 11聽 11.43mm轴颈上有单键，轴颈虚增大3% , di=11.4 X1.03=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d1=18mm查机械设计指导手册126页选取LT2型联轴器li=42mm2）计算 d2、l215.45°该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴

25、向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2_20mm , I2需伸出端盖1520mm ，由作图决定，作图后的l2=40mm。3）计算 d3、|3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取 d 3=25mm， 13=17.d1=77.81m4）计算 d4、l4m该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取7206C轴承，长度14为两个轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故 l4=53mmd2=254.185）计算 d5、l5mm该段主要是固定溅油板所以取d5=36，其厚度为10,所以取 |5=5b3=70mm6 ）计算 d6、|6b4=63mm该段为轴向固定溅油板，所以取d6=4

26、1mm ，长度取5mm。7）计算 d7、I7该段为过渡段，取 d 7=34mm ，I7由作图决定，取 40mm。8）计算 d8、|8该段与轴承配合，所以选取d8=30mm，选取6206轴承，长度l8为轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，cl ( D -9Y =0.696图3轴2结构设计1)初算轴头按需用切应力初算d2Y =0.736故 l8=32mm.(2 ) 2轴设计计算选用45号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图 3所示。d 2=28.69x1.03=29.55mmzv4=109.44d2段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112 则d2 11彳079 2

27、8.69mmzv3=33.50考虑到轴上有单键，需增大轴径 3% ,YFa3=2.55取L=42mm ，考虑到轴肩定位，所以取l2=42-2=40mmYFa4=2.18考虑到轴承内径为标准值，取d2=35mm12取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d 2=1.2x35=42mm该段与轴承配合，取 d5=30mm ， l5=42mmYsa3=1.62该段轴与轴承配合，所以取 d 1 =30mm，选取轴承 6206，Ysa4=1.82考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为812mm，取Flim3450MPmFlim4 390M Pa10mm，齿轮断面距离箱体内壁取25mm，在考虑轴肩定位K

28、fN1 =K FN2 =2mm ，所以 l1=16+10+27+2=55mm。3）计算d 3、l32）计算 di、lid3与d2的过渡轴 肩为定 位轴 肩承 受轴向 力，所 以取d3=d 2+5=40mm, b的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否S=1干涉，由作图决定。4 ）计算 d4、|4d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d 4=F3450MPa:F4390MPad3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去 13mm 的定位距离来确定，14=675）计算 d5，|5(3 ) 3轴设计计算齿根弯曲疲轴的材料选用常用的 45钢，调质处理 HB=240劳强度满足条件轴的结构设计如下图mt

29、 ha2.59mm2.5mmhf3.125mm图4轴3的结构设计c 0.625mm82.81da31 )初算轴头mmda 4259.18mm按需用切应力初算d1df 371.56mmdf4247.93mmd1段直接与联轴器相连， 不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则3d1 11引鬻 41.96mm轴的计算公1.03=43.22mm据皆引自机式和有关数考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=41.96 Xd1段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d1=45mm查机械设计指导手册126页选取LT7型联轴器取 li=82mm2）计算 d2、|2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，

30、且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=48mm , I2需伸出端盖1520mm ，由作图决定,作图后的l2=51mm 。械设计第137页-第157页轴的材料选用常用的45钢，调质处理3）计算 d3、|3d3段与轴承配合，所以选取d3=50mm，选取 6210 轴承,长度13为轴承宽度 20mm ，甩油板伸出箱体内壁13mm取 2mm，所以 l3=20+7+2=29mmd4=4）计算 d4、l4d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d3+5=55mm ，长度由作图决定，得l4=90mm 。5）计算 d5、l5d 5=d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4+5=60

31、mm，长度由作图决定,得 l5=10mm 。6）计算 d6、l6大齿轮要和小齿轮啮合传动所以,大齿轮的位置由小齿轮来确定，通过作图可得 d 6=55mm，l6=60mm7)计算 d7, 17,长度该段和d3 一样都是与轴承配合所以d7=d 3=50mml7=45mm2. 3轴的弯扭合成强度计算di=18mmli=42mm32 161.04 104139.31 N77.81FaFtta n4139.31 tan 15.451563.07Nd2=20mmFt tanFr cos3144.4 tan20 1144.04NCOS15.45|22 ）计算轴承支反力水平面:=40mm )Ra 1144.0

32、4 127.09-1563.07 148209d3=25mm1801.97NR'b 1144 1271563 61l3=17mm209238.97N竖直面:d4=30mm4139 1482092930.97ND 4139 61R Bl4=53mm2091208.03Nd5=36mm1）计算大斜齿轮受力l5=5mm画出水平弯矩Mxy 图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩M Jm Xy M 7图，分析图5至图10可知在合成弯矩最大处最l2=40mm危险。d6=41mm轴的结构尺寸，及受力分析如下列图所示:l6=5mmd7=34mml7=40mmd8=30mm|8=32mm图5轴3结构尺寸图6轴

33、3受力图水平面受力图】5谢卜测图7水平面弯矩图Kb竖直面受力图d2=35mm图8垂直面弯矩图di=30mmli =55mmd3=40mm图9合成弯矩图图10轴3扭矩图4）计算轴的安全系数轴选用45号钢，b650MPa, s 360MPa对称循环疲劳极限10.45 b 0.45650293 MPad4=35mml4=67mmd5=30mml5=42mm10.26 b 0.26650169M Pad1=45mm脉动循环疲劳极限0 0.810.81650527M Pa00.500.50650325 MPa由式0.110.04mm 。由图9和图10可得危险截面处弯矩 M=209876N最大转矩为T=5

34、02990 Nmm 。M1M12W3 bt(d t)一 d 322d2098762 =14.74 MPa "16 6 (55 6)55322 55一 2W .3 bt(d t)2d 162d502990_55316 6 (556)216.45MPa162 5516.458.225 MPa2在该截面上有无轴直径变化，有键连接，其应力集中可在表=1.62。10-10 由 b 650M Pa 查得 k 1.82 kd6=55mm表面状态系数0.92(Ra=3.2 , db=650MPa )li=82mm对于55碳钢其尺寸系数0.810.76QkN 1S "k1 2931128.1

35、414.740.92 0.81d2=48mml2=51mm综合安全系数1 1698.721 62- 8.225 0.04 8.2250.92 0.76L14 8.725.95J8.142 8.722d3=50mml3=29mmd4=55mm根据校核，危险截面足够安全l4=90mm安全系数:六. 滚动轴承的选择和计算该传动装置采用蜗轮-蜗杆一斜齿轮传动，输出轴采用深沟球轴d5=60mm承，轴承型号为 6210，d=50mm , D=90mm , B=20mm，基本l5=10mm额定动载荷 Cr=35100N，基本额定静载荷C0r=23200N由表 11-6 ， i=1，Fa=1144.04N,C

36、 0r=23200N,所以Fa/l6=60mmC0r=0.05,并且 Fa/Fr=0.73，可查得 X=0.56，Y=1.71。所以又由表11-7，查得载荷系数fp=1.1d7=50mmP XFr YFa0.56 1563.071.71 1144.042831.63Nl7=45mm106 CLh10ccf60门2 P10660 14.45335100 2196811.2h2831.63折合为年为250年,大于工作要求5年，故选用6210型深沟球轴承符合要求。七. 键连接的选择和计算Ft=4139.31轴两端键槽部分的轴径为35mm，所以选择普通圆头平键Fa=1563.07蜗轮 键 A10 X3

37、2GB/T 1095-2003,材料为 Q255A小齿轮键 A10 X50GB/T 1095-2003,材料为 Q255AFr=1144.04轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键键 A6 X32 GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A轴外伸部分的轴径为 45mm，所以选择普通圆头平键键 A14 X70GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A大齿轮处轴径为55mm，所以选择普通圆头平键键 A16 X45GB/T 1095-2003 ，材料为 Q255A校核由于静连接，取p 135MPa输出轴，联轴器段键的接触长度能传递的转矩为:T ihl'dp丄 X9

38、56 45 135=765.45N m > T34P43输出轴，大齿轮配合段键的接触长度a=1801.9N能传递的转矩为:1 'T 4hld p1-X10 29 55 135=538.31N m4校核通过结论：键安全八、联轴器的选择1.电动机与输入轴之间为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得轴外伸直径 D=18mm ,选HL1型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=18mm ，半联轴器长度 L=42mm ,。额定转矩为160N.m2.输出轴与卷筒轴之间

39、:选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630N.m，半联轴器的孔径d1=45,半联轴器长度L=82mm 。b=238.97NRa=2930.97Rb=1208.033.、联轴器校核T输入=10.27N m< TT输出=502.99 N m < T结论，联轴器安全。九.减速器附件的选择窥视孔盖窥视孔盖的规格为140 xiOOmm。箱体上开窥视孔处设有凸台 5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用8个M6螺栓紧固。通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，密封不利，故在 窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压 力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。选用带金属滤网的通气器。启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便 于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度, 螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。定位销为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连 接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm ，长度为30mm。吊环和吊钩为了便于拆卸和搬运，在箱盖铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。油标尺油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油 面面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上,