一级斜齿圆柱齿轮减速器

1、等手，余净玲课程设计说明书题目：二级学院 年级专业 学号 学生姓名 指导教师教师职称第一部分绪论1第二部分课题题目及主要技术参数说明 1课题题目 1主要技术参数说明 1传动系统工作条件 1传动系统方案的选择 2第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 2减速器结构 2电动机选择 2传动比分配 3动力运动参数计算 3第四部分齿轮的设计计算4齿轮材料和热处理的选择 4齿轮几何尺寸的设计计算 4齿轮的结构设计8第五部分轴的设计计算 10轴的材料和热处理的选择 10轴几何尺寸的设计计算 10按照扭转强度初步设计轴的最小直径 11轴的结构设计 11轴的强度校核 14第六部分轴承、键和联轴器的选择16轴承

2、的选择及校核 16键的选择计算及校核 17联轴器的选择18第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 18润滑的选择确定 18密封的选择确定 18减速器附件的选择确定 19箱体主要结构尺寸计算 19第八部分总结20参考文献 21计算结果计算及说明第一部分绪论随着现代计算技术的发展和应用，在机械设计领域，已经可以用 现代化的设计方法和手段，从众多的设计方案中寻找出最佳的设计 方案,从而大大提高设计效率和质量。 在进行机械设计时，都希望得 到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺 性能等方面的要求，又使机械重量最轻、成本最低和传动性能最 好。然而，由于传统的常规设计方案是凭借

3、设计人员的经验直观判 断，靠人工进行有限次计算做出的，往往很难得到最优结果。应用最 优化设计方法，使优化设计成为可能。斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装 置，它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距 等优点。我国目前生产的减速器还存在着体积大 ，重量重、承载能 力低、成本高和使用寿命短等问题，对减速器进行优化设计，选择最 佳参数，是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的 一种重要途径。培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册 及相关技术资料的能力以及甲I、绘图数据如1、中卸麻助设计方第二部分 课题题目及主要技术参数说明课题题目一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于

4、带式输送机传动系统中的减速器）主要技术参数说明F=V=sD=300mm输送带的最大有效拉力F=,输送带的工作速度V=s,输送机滚筒直径D=300mm传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作 280天；检修期间隔 为三年。在中小型机械厂小批量生产。传动系统方案的选择巾 亘1 J 乂 J 4电动机3 2-M带传动JL3-斜齿圆柱齿轮侍动4 联轴器/5-带式运输机L-图2-1带式输送机传动系统简图第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 电动机的选择1）工作机输出功率：PwFV10

5、002300 1.5w = 3.45kw1000Pw 3.45kw2)传动效率Vt传动i滚动轴承：斜齿轮传动:查机械设计课程设计P:10表2-40.962 0.968级精度的一般齿轮传动（油润滑）3 098联轴器：弹性联轴器 4 0.99Pd 4.21kw滚筒：5 0.96总传动效率1 22 3 4 5 0.82Ped5.5kw3）电动机输入功率PdPi总Pw3.450.824.21kw因电动机额定功率Ped需要略大于R即可，由附表31查出Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率Ped 5.5kw04）转速工作机滚筒转速为60 1000 V 60 1000 1.5 2 .n 95.54

6、r / minD3.14 300由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械设计课程设计指导书）附表1圆柱齿轮传动其传动比常用值：3-6V带传动其传动比常用值：2-4则总传动比i总合理范围为：6-24故电动转速的大致可选范围为 'n *n=（6-24） x =573r/min 2293r/min对额定功率为的Y系列电动机而言，可供选择的同步转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ,取转速为 1000 r/min.型号为Y132M2-65）由机械设计课程设计P235s20-1选Y132S-4ffl电动机，主要技术数据如下：n=min电动机型号：Y

7、132M2-6i 总 9.46带传动比：Ii 3齿轮传动比：i2 3.4n0 960r / minn1 320r / minn2 94.12r /minn3 94.12r /min型号额定功率（KW满载转速（r/min ）堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M2-6960表3-1电动机的型号传动装置的总传动比及其分配系统总传动比查资料可知电动机的转速 n =1140r/min '根据关系式i总n得： n 1 n_ _960_ 10.05心、 n 95.54参考机械设计课程设计P:5表2-1 :取取Vt传动i1 3则：齿轮的的传动比i2 1005 3.35 3.4i133. 4动

8、力动力参数的计算1）每个轴的转速电动机输出轴的转速n0 n 960r/min小齿轮轴I的转速n1”960 320r/min ii3po 4.21kwPi 4.04kwP2 3.80kwP3 3.61kw大齿轮轴II的转速n2 n1 320 94.12r/min i23.4滚筒轴的转速 飞n2 94.12 r/min3）每个轴的输入功率电动机输出轴的输入功率 p0 pd 4.21kw小齿轮轴I的输入功率P1 P0 1 4.21 0.96 4.04kwT0 41.88N mT1 120.57N mT2 385.57 N mT3 366.29N m大齿轮轴II的输入功率P2P 2 3 4.04 0.

9、96 0.98 3.80kw滚筒轴的输入功率 E P2 2 4 3.8 0.96 0.99 3.61kw4）各个轴的转矩计算电动机输出轴的转矩：PnT0 955004.21955096041.88N mnO小齿轮轴I的转矩：T19550且95504.04120.57N mn1320人齿轮轴II的转矩：T2 9550P295503.80385.57N mn294.12滚筒轴的转矩:Ta 9550P395503.61366.29N mn394.12以上计算结果列表如下:轴名功率P/KW电动机轴小齿轮I轴转矩/(N - m)转速n/(r/min)960. 00320. 00大齿轮II滚筒轴表3-2参

10、数结果第四部分齿轮的设计齿轮材料和热处理的选择：材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45Cr调 质，齿面硬度为280HBs大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS 二者材料硬度差为40HBS齿轮几何尺寸的设计计算1.选择精度等级及齿数1）按图2-1传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器，故选用7级精度（GB10095-883）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动，故选用小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2=，取Z2=77。二142390N mm4）选取螺旋升角：初选螺旋升角14 o2.按齿面接触强度设计：按机械设计（10-21）试算，即N

11、k142390N mm（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt =02）由机械设计217页图10-30选取区域系数ZH =3）由机械设计215页图10-26查得：1 =,2 =，则12 1 .65 04）由机械设计表3-6选取齿宽系数 d 1。5）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数：1ZE 189.8MPa S 3 2 1.6 142390 经 2.433 189.8 264.80mm=1,由机.1 1.653.2531.25械设计式10-12得h1KHN1 lim10.9 600 540MPaSH2 KHN2lim2 0.95 550 522.5MPa S许用接触应力：h 1 h 2

12、540 522.5H 1 2MPa 531.25MPa 2（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d由计算公式得d1t6）由机械设计图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限川而1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Him 550MPa7）由表3-2查得小齿轮传递的转矩:T1 142.39 N m 142390N mm8）由式机械设计式10-13计算应力循环次数N1 60n1jlh60 320 1 (2 8 300 10) 9.216 108N289.216 103.282.88 10v =s9）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 ；1 %, 安全系数b=mnt =

13、h=K HN210）计算接触疲劳许用应力取失效概率为2）计算圆周速度dm 3.14 64.80 320 , 一， v m/s 1.1m/s60 100060 10003）计算齿宽b及模数mntmn=4）bmntdd1t 1 64.80 64.80mmd1t cos 64.80 cos14Z24h 2.25mnt 2.25 2.62b/h64.805.89510.99计算纵向重合度2.62mm5.895mm= 0.318 d z1 tan 0.318 1 24 tan14： 1.9035）计算载荷系数K由机械设计查表10-2得使用系数kA=1,根据v=s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系

14、数（1.1;由机械设计表10-4查得1.42 ；由机械设计图10-13查得kF;由表10-3查得kHkF 1.4故载荷系数 k=kA«kH kH1 1.11 1.4 1.42 2.216）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设64.802.2172.17mm1.6计式（10=10a）得：d1 "72.17 cos14 2.92mm7）计算模数mn24d1 cos mn3.按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-17）2kT1Y cos2YFaYSamn 32d ZiF（1）确定计算参数1）计算载荷系数kkAkvkF kF 1 1.1 1.4 1.352.102）根据纵

15、向重合度1.903，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88。3）计算当量齿数zv24）查取齿形系数由机械设计表43 cosZ23cos24cos314773 7cos 1426.2784.29237410-5 查得 YFa1YFa 2149.95mm5）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得YSa1YSa26）由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa7）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN1kFN2 。71.13mm228.87mm8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=, 由机

16、械设计式（10-12）KFN 1_FE1F 1 SKFN 2 FE 20.85 500303.57 MPa9）计算大小齿轮的SYFaYsa1.40.88 3801.4并加以比较238.86 MPaB1B280mm75mmYFa 1YSa1F 1YFa2YSa22.592 1.596303.570.01363F 2小齿轮的数值较大2.211 1.774238.860.01642（10）设计计算J2 2.10 0.88 142390 104 (cos140)2mn 3 .- 0.01642n V1 242 1.652.65mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯 曲疲劳计算的法面

17、模数，可取弯曲疲劳计算的法面模数 mn 2.65mm ,并就近圆整为标准值mn 3.0mm ,已湎足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆宜 径d1 72.17 mm来计算应后的齿数。于是由d1cos72.17 cos14 “ 八4 23.34mn3取乙 23,则 Z2 UZ1 3.2 23 74(1)计算中心距(乙 z2)mn23 74 3a2n 149.95mm2cos2 cos14l将中心距圆整为150mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角乙 z2 mn23 74 310 arccos arccos 14.07 14 4122a2 150因 值改义/、多，故参

18、数a,K ,ZH不必修正.(3)计算大小齿轮的分度圆直径,4mn23 3力”d1 771.13mmcoscos14.07,Z2ml74 3“c crd2 2228.87mmcoscos14.07(4)计算齿轮宽度：bdd1 1 71.13. 71.13mm圆整后取 B2 75mm, B1 80mm大齿轮有关参数整理于卜表：齿轮名模数mn /mm齿数ZB/mm分度圆 直径 d/mm螺旋角/度小齿轮3238071. 1314412大四轮37475228. 8714412表面4-1fpt 0.013mmFd 0.05mm pF 0.016mma 149.95 0.020mm4. 3齿轮的结构设计1

19、.确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例）齿顶圆直径 da d 2ha d 2mn 228.87 2 3mm 234.87mm因齿顶。圆直径大于160mm而又小于500,故选用腹板式结构为 宜。其他有关尺寸按机械设计图10-39推荐用的结构尺寸设计 并绘制大齿轮零件图如图4-1所示有关尺寸参数：图 10-39da d 2ha d 2mn 228.87 2 3mm 234.87mm取D4 dn 55mm,d n为II轴安装大齿轮处的轴径。D3 1.7D4 93.5mm ,圆整为 90mmD0 da2 12mn 234.87 24 3 198.87mm,圆整为 195mmD2 0.3(D0 D3) 0.

20、3 (195 90) 31.5mm,圆整为 35mmDi=D°_D_=，圆整为 145mm 2C 0.25 B2 0.2 75 15mmn 0.5mn 0.5 3 1.5mm r 5mm2 .确定检验项目及其允许值大齿轮分度圆直径为，查互换性与测量技术基础表 10-6到 10-9 ,得：单个齿距极限偏差fpt 0.013mm pl齿距累积总公差Fp 0.05mm螺旋线总公差F 0.016mm3,确定中心距极限偏差f中心距为，查互换性与测量技术基础表10-1得fIT70.020,因此，中心距表示为：a 149.95 0.020mm24,确定确定最小侧隙和齿厚偏差(D确定最小侧隙jbnm

21、in ,由互换性与测量技术基础式(10-4)得：2,jbnmin (0.06 0.005a) 0.03mm 0.14mm3(2)确定齿厚上偏差Esns,由互换性与测量技术基础式10-9 得：L0 14Esnsjbnmin 0 ._- 0.0745mm2cos2002cos200取负值为Esns 0.075mm(3)确定齿谆卜偏差Esni ,查互换性与测量技术基础表10-5 得：切齿径向进刀公差br IT 9 0.115mm按式10-10计算Tsn /f； br2 2tan 200 J0.0392 0.1152 2tan 200 0.088mm所以，Esni Esns Tsn0.075 0.08

22、80.163mm5.确定齿坯精度(1)内孔尺寸公差，查互换性与测量技术基础表10-12得 IT7,即 50H 7 0(2)齿顶圆直径偏差，查互换性与测量技术基础表 10-12得0.05m0.05 30.15mm(3)查互换性与测量技术基础表 10-13得，端而圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为。(4)齿坯表面粗糙度由互换性与测量技术基础表 10-14查得齿面Ra的上限值为m,由表10-15查得齿坯内孔表面Ra的上限值为 m,端面Ra的 上限值为 m,顶圆Ra的上限值为 m,其余加工表面粗糙度Ra的 上限值取 m五部分轴的设计计算轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表

23、15-1 , 可知 b 640Mpa, s 275Mpa, 1 155Mpa,1 60Mpa轴几何尺寸的设计计算1 . II轴的设计(1)由表3-2可知轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 4.63KWn2 101.59r/minT2 439.56N m(2)初定轴的最小直径先按机械设计式(15-2)初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3,取A0 118轴的材料为45钢从动轴：d1min1184.63101.5942.1mm调质处理P 24 77 2王动轴：d2minA0 -P-11829.0mmn1101.59输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d (参

24、看图5-2),为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适合，故先 选联轴器。联轴器的计算转矩Tca KaT2,查机械设计表14-1 ,考虑 到转矩的变化很小，故Ka=,则：Tca Ka T2 1.3 439560 N m 571.428N m按照计算转矩Tca要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速 器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题， 查标准GB/T4323-2002,选用弹性柱销联轴器，型号为:LT8型联轴 器，其公称转矩为：710N m 571.428N m。半联轴器的孔径：dI 45mm,故取d 45mm,半联轴器轴 孔长度L 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为

25、：LI 60mm。 即取 d1min 45mm。(3)轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的(a)从动轴的装配d1min 45mm弹性柱销联轴器，型号为:LT8型联轴器装配方案。(b)主动轴的装配方案图5-1主、从动轴的装配方案ddii iv dvi vii dIV V dv VI50mm50mm50mm55mm60mm(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I II轴段右端需制出一 轴肩,由定位轴肩高度卜=故取II III段的直径dii川50mm,左端 用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D 55

26、mm,半联轴器 与轴配合的毂孔长度：L 112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短2-3mm, 取：1i II 110mm。2)初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作 用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据：dII *50mm.由机械设计简明手册，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 3031®，其尺 寸：d D T 50mm 110mm 29.25mm,故du IV dvI vii 50mmI IIII IIIiv vIII ivv vi110mm50mm72mm57mm24mm右端轴承采用轴肩定位，由定

27、位轴肩高度h二轴肩高度取h=，因此dv v 60mm。而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，3)取安装齿轮处轴段的直径：div v 55mm,齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,故取：liv v72mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d,取h 2.5mm,则轴环处的直径：dv vi50 2h 60mm4)轴承端盖的总宽度为：20mm (由减速器及轴承端的结构设 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， 取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离 l 30mm故取lII III 50m

28、m o5)取齿轮距箱体内壁距离为：a 16mm,考虑到箱体的铸造误 差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=,则lIII IV T s a (75 72) 30 8 16 3 57mm,同理可算出：lV VI s a 16 8 24mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接1)齿轮与轴的连接按dIV V 55mm查机械设计表6-1，得平键截面b h 16mm 10mm,键槽用键槽铳刀加工，根据键长等于或略小于毂长度，即 L=B- (5-10) mm 故取：L=63mm,为了保证齿轮与

29、轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴 的配合为：H7Ft 3841NFr 1441NFa 963NFnhi 1344N2)半联轴器与轴的联接，查机械设计表6-1 ,选用平键Hr为：b h L 14mm 9mm 100mm，半联轴命与轴的配合为：一7。k6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 直径尺寸公差为:m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照机械设计表15-2,取轴端倒角为：1.6 45 ,各轴肩处圆 角半径取R2主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：（5）求轴上的载何1）首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的受力简图如图（5-2）。 确定釉承的支点位置，对30310型圆

30、锥滚子轴承，由机械设计简明 手册中查得a=23mm因此，作为简支梁的轴承支承跨距L2 L3 71.5mm 38.5mm 110mm，根据轴的计算简图作出轴的弯 矩图，扭矩图和计算与矩图，口看出截面处计算算矩最大，是轴的 危险截Fnh2 2497NFnv1 1506NFnv2 65NM H 274632MV1 107679MV2 2503M1 294987M 2 274643T2 439560 N m冗IIBL1UL3水平弯矩垂直弯矩rtirtrnTM rHlTirPn WnrrTrniTrnm%合成弯矩KlKnTmnnTrmTr从动轴承选圆锥滚子轴承，型号:30310 （2 个）扭矩图5-3轴

31、的载荷分析图（6）按弯扭合成应力校核轴的强度1）作用在齿轮上的力，如图5-3所示切向力：Ft2E 2 4395602N 3841Nd2228.87径向力：Frl tantan 20皿Ft 3841'-', 1441 Ncoscos14 412轴向力FaFt tan_ _ " _ _ _ _ _3841 tan14,412963N2）求作用于轴上的支反力，如图5-3所示水平面内支反力：Fnhi 1344N Fnh2 2497N与齿轮连接处键14 9 100与齿轮连接处键16 10 63垂直面内支反力：Fnvi 1506N Fnv2 65N3）作出弯矩图分别计算水平面和垂

32、直面内各力产生的弯矩.水平面内： M HFtL2 274632 N mm垂直面内： MV1 Fnv1L2 1506 71.5 107679N mmM nv2FNV2L365 38.52503N mm计算总弯矩：由公式MJMM1 Mh 60MPa,因此ca i,故安全 6）根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法 类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图 5-2。 Mv122746322 1076792 294987N mmM2 1MH2 MV122746322 25032 274643N mm4）作出扭矩图：T2 439560N m ,如图5-3所示。5）按弯扭合成应力校核轴的强度从

33、轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C是 轴的危险截面。根据机械设计式（15-5）及上述数据，以及轴 单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6轴的计算应力:caW, 2949872 (0.6 439560)220.1 5523.8Mp前选定轴的材料为45钢，调质处理，上述过程中已查得弹性柱销联轴器，型号为:LT8型联轴器齿轮浸油润滑，用150号机械油(a)主动轮尺寸结构简图轴承脂润滑，用ZL 3型润滑脂(b)从动轴尺寸结构简图图5-2主、从轴尺寸结构简图第六部分轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核(1)由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承30310型, 2个为

34、从动轴承。(2)计算轴承寿命:圆锥滚子轴承30310,相关参数查机械设计简明手册得:Cr 76.91KN , ft 1.00, fp 1.2,e 0.31N,Y 1.9图6-1受力简图1）回轴力简图如图6-1所示，求轴向力Fa1,Fa2：Fri JFnhi2 Fnvi2 2019N,Fr2 g 2 FnvJ 2498NFr12019Fr22498Fd1 531N , Fd2 2657N2Y 2 1.92Y2 1.9且已知Fae 963N丁 Fd2 Fae 657 963 1620N Fd1 531N轴承I被压紧，轴II被放松。Fa1 Fae Fd2 432N,Fa2 Fd2 657N。2）计算

35、当量动载荷Fa1 432N0.21 e 0.31NFr1 4019N查机械设计表13-5得X1 1,Y 0Fa2 657N0.26 e 0.31NFr2 2498N查机械设计表13-5得X2 1,Y2 0R fp Xi Fr1 1.2 1 2019N2423NP2fp X2 Fr2 1.2 1 2498N 2998N3） P2 P可知P2是危险轴承。根据机械设计式（13-5a）计算轴承寿命，对于滚子轴承1010或皿1 76.91 1038164983b60n P60 101.592998预期寿命为：10年，两班制L 10 300 8 2 48000h Lh因此轴承寿命合格。键的选择计算及校核（

36、1）与半联轴器配合轴段处的键，在轴的结构设计中已选用圆头平键b h L 14mm 9mm 100mm选择45钢，其许用挤压应力p 120MpaFt 4000T2 4000 439560 ”r ,p'2 50.5Mpa pp hlhld9 86 45p则该键强度足够，合格。(2)与大齿轮配合轴段处的键，选择在轴的结构设计中已选用圆头平键b h L 16mm 10mm 63mm45钢，其许用挤压应力p 120MpaFt 4000T2 4000 439560 . c 一r ,p - 68.0Mpa pp hlhld10 47 55p则该键强度足够，合格。联轴器的选择联轴器的计算转矩Tca K

37、aT2 ,查机械设计表14-1 ,考虑到 转矩的变化很小，故(=,，则：Tca Ka T2 1.3 439560 N m 571.428 N m按照计算转矩上要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器 载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查 标准GB/T4323-2002,选用弹性柱销联轴器，型号为:LT8型联轴器， 其公称转矩为：710N m 571.428N m。半联轴器的孔径：dI 45mm,故取d 45mm,半联轴器轴孔 长度L 112mm，半联轴命与轴配合的软孔长度为：LI 60mm型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度外径轴孔轴孔材料LM5710N m2400r/m

38、in45mm112 mm190mm丫型HT200表6-1 LT8型弹性柱销联轴器参数第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算润滑的选择确定1 .齿轮v 1.08m/s12m/s,应用喷油润滑，但考虑成本需选 用浸油润滑。选用150号机械油(GB 443-1989),最低 最高油 面距(大齿轮)1020mm需油量为左右。2 .轴承采用润滑脂润滑。选用ZL-3型润滑脂(GB7324-1987), 用油量为轴承间隙的1“1为宜。3情2密封的选择确定(1)箱座与箱盖凸缘结合面的密封选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。(2)观察孔和油孔等处结合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。(3)轴承孔的密封轴的外伸端与透盖间的间隙，由于 v 3m/s,故选用半粗羊毛 毡加以密封。(4)轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进 入轴承内部。减速器附件的选择确定减速器附件包括螺栓、螺母、垫圈、销、油标尺、通气器，附件参数见表7-1。名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M 6 16 GB 5782-1986螺栓安装端盖24Q235M8 25 GB 5782-1986螺母安装3A3M10 GB 6170-1986垫圈调整安装365Mn10 GB 93-1987销定位235A6