机械设计课设计带式输送机传动系统 2

1、目录第一章 传动方案的拟定11.1 课程设计的设计任务1 1.2 课程设计的传动系统的参考方案.11.3课程设计的原始数据11.4 课程设计的工作条件2第二章电动机的选择32.1电动机类型的选择和结构形式32.2 电动机容量的选择32.3 电动机转速的选择4第三章计算总传动比和分配各级传动比63.1传动装置的总传动比.63.2传动比的分配.6第四章 传动装置运动和运动参数的计算.7第五章传动件的设计及计算95.1选定齿轮精度等级、材料及齿数95.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计及计算95.3低速级斜齿圆柱齿轮的设计及计算.13第六章轴的设计及计算.17 6.1 低速轴的设计.17 6.2 高速轴的设

2、计23 6.3 中间轴的设计28第7章 滚动轴承的选择及计算.31第八章键联接的选择及计算 .32第九章联轴器的选择及计算 .34第十章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.35 10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择.35 10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.35 10.3密封方式的选择36第十一章减速器箱体及附件的设计37 11.1减速器箱体的设计37 11.2减速器附件的设计37第十二章设计小结 .41参考文献 .42 第一章传动方案的拟定1.1 课程设计的设计任务 设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。1.2课程设计的传动系统参考方案 式输送机由电动机驱动。

3、电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1.1所示。图1.1带式输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带1.3 课程设计的原始数据已知条件：输送带最大有效拉力为：4200N；运输带的工作速度：v=1.0m/s；卷筒直径：D=375mm；1.4课程设计的工作条件 设计要求:误差要求：运输带工作速度v允许误差为±5%； 工作情况：常温下连续单向运转；空载启动，工作载荷平稳； 制造情况：大批量生产。 使用寿命：8年,大修期为2-

4、3年，二班制，每班8小时。 使用条件： 三相交流电源的电压为380/220v。第二章 电动机的选择2.1电动机类型的选择和结构形式 根据动力源和工作条件，并参照第112章选用一般用途的Y系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2.2 电动机功率和型号的选择2.2.1工作所需的有效功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为式中F=4200N ；v=1.0m/s式中： 工作机所需的有效功率（kw） 带的圆周力（N） V-带的工作速度（m/s）2.2.2 电动机的输出功率为 传动装置总效率：设:联轴器效率，（见参考资料1表3-3）；闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.

5、97（见参考资料1表3-3）； 一对滚动轴承效率，=0.98（见参考资料1表3-3）； 输送机滚筒效率，=0.96（见参考资料1表3-3）； 输送机滚筒轴至输送带间的效率估算传动系统总效率为 其中： =0.99 = = =0.98 =0.98传动系统的总效率：=工作时，电动机所需的功率为（KW）由参考材料1表12-1可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为5.5KW。2.3 电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为 （r/min)双级圆柱齿轮的传动比范围为8-40，可见电动机的可选范围为符合这一范围的同步转速有，和三种，为减少电动机的重量和价格，选常用的同步转速为

6、的电动机Y132M2-6。 表2-1 方案比较 方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm1Y132S-45.51500144028.2638802Y132M2-65.5100096018.833880Y132S-4型三相异步电动机的额定功率=5.5kW,满载转速=1440r/min。有参考文献1表12-2查的电动机中心高H=132mm,轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。第三章 计算总传动比和分配各级传动比3.1传动装置的总传动比参考资料1中式（3-5）可知，带式输送机传动系统的总

7、传动比 3.2各级传动比的分配有系统传动方案（见图1-1）知 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比 低速级圆柱齿轮传动比：各级传动比分别为 ；=4.95； ； 第四章 传动装置运动和运动参数的计算4.1传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下所示0轴（电动机轴） n0 = = 960r/min (kw) (N.m)1轴（减速器高速轴）：(kw)(N.m)2轴（减速器中间轴）：r/min(kw)(N.m)3轴（减速器低速轴）： r/min(kw) (N.m)4轴（

8、输入机滚筒轴）： 表4-1轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)960960193.9450.9050.90功率P/kW5.205.154.904.664.52转矩T/(Nm)51.7351.23241.29874.32848.01传动比i14.953.811第五章传动零件的设计计算5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数（1）传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。（2）材料的选择 由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为230HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为190HBS，二者材料硬度差为40H

9、BS。（3） 齿数高速级选小齿轮的齿数=20, 大齿轮齿数 （4） 低速级选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 故5.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计及计算5.2.1按齿面接触强度设计根据文献2中12-14式进行试算，即 确定公式内的各计算数值原动机为电动机，载荷有中等冲击，由2表12-3插得载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩。 斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故取。 由文献1表12-4查得材料弹性影响系数。查表12-6得两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 由表112-7按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数。 由于采用闭式软齿面传动，根据推荐值=10°15°的范围

10、，初选螺旋角=13°，由2图12-11查取区域系数。校核齿数比误差（通常不应该超过5%）：实际齿数比相对误差为，故适合。根据、和三者，由2图12-12查取端面重合度，故有 比较上述结果，取二者中的较小值，即 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。确定两齿轮的模数。查表5-1，转换为标准模数，取第一系列模数。确定两齿轮实际螺旋角大小。中心距为 将上述值圆整，取实际中心距为为 所以实际螺旋角=14.04°（符合8°20°的范围内）5.2.2 几何尺寸计算(1) 计算大小齿轮的分度圆直径 mm (2) 两齿轮（正常齿制=1，=0.25）的齿顶圆直径

11、分别为 (3) 全齿高 (4) 齿宽 ，将b取圆整，取大齿轮宽度，小齿轮宽度。5.2.3校核齿根弯曲疲劳强度查表12-6，计算得两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 查2表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数为两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 两齿轮的当量齿数分别是 根据两齿轮的当量齿数，查2表12-5，由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为 根据两齿轮的当量齿数，查2表12-5，由线性插值法得两齿轮的应力校正系数分别为 斜齿轮传动的轴面重合度根据和二者，由2图12-13可查的，斜齿轮的螺旋角影响系数因为 较大，将其填入2公式（12-15）得，齿轮的齿根弯曲疲劳应力为故两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度

12、足够。5.3低速级斜齿圆柱齿轮的设计及计算5.3.1 按齿面接触强度设计根据文献2中12-14式进行试算，即 确定公式内的各计算数值原动机为电动机，载荷有中等冲击，由表12-3插得载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩。 斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故取。 由文献2表12-4查得材料弹性影响系数。查2表12-6得两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 由2表12-7按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数。 由于采用闭式软齿面传动，根据推荐值=10°15°的范围，初选螺旋角=13°，由2图12-11查取区域系数。校核齿数比误差（通常不应该超过5%

13、）：实际齿数比相对误差为，故适合。根据、和三者，由2图12-12查取端面重合度，故有 比较上述结果，取二者中的较小值，即 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。确定两齿轮的模数。查2表5-1，转换为标准模数，取第一系列模数。确定两齿轮实际螺旋角大小。中心距为 将上述值圆整，取实际中心距为为 所以实际螺旋角=13.66°（符合8°20°的范围内）5.2.2 几何尺寸计算(5) 计算大小齿轮的分度圆直径 mm (6) 两齿轮（正常齿制=1，=0.25）的齿顶圆直径分别为 (7) 全齿高 (8) 齿宽 ，将b取圆整，取大齿轮宽度，小齿轮宽度。5.2.3校核齿

14、根弯曲疲劳强度查表12-6，计算得两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 查2表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数为两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 两齿轮的当量齿数分别是 根据两齿轮的当量齿数，查2表12-5，由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为 根据两齿轮的当量齿数，查2表12-5，由线性插值法得两齿轮的应力校正系数分别为 斜齿轮传动的轴面重合度根据和二者，由2图12-13可查的，斜齿轮的螺旋角影响系数因为 较大，将其填入2公式（12-15）得，齿轮的齿根弯曲疲劳应力为故两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。第六章轴的设计及计算6.1 低速轴的设计6.1.1 轴上的功率P3、转速N3和转矩T3的

15、计算 表6-1功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角4.66Kw874.32N·m50.90r/min391.06mm20°6.1.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为而 6.1.3初步确定轴的最小直径根据文献3中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献3中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献3中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献3中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由3表6.1可知

16、：因此： 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，GB/T5843-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250000(N·mm)。图6-1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图表6-2 LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（ ）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量KgY型J、J1、Z型LLL1LX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112由上表可知，选取选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长

17、度。6.2.4 轴的结构设计6.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6.3所示， 图6-2 低速轴的结构与装配6.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力作用，根据文献3中表13-1可选3型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承330

18、11，其尺寸为，故；而左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。所以 。其基本尺寸资料如下表6.2.2所示表6-3 33011型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d45D90T27C21a19B27由于手册上查得33011型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取。取安装齿轮处的轴段-的直径已知齿轮轮轮毂的宽度为78mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。轴承端盖的总宽度为20mm（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

19、端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm（参看图6.2.2），故取。 取齿轮距箱体内壁之距离，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=8mm，已知滚动轴承宽度T=27mm，轴2大齿轮的宽度为B=40mm，则：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.3.2所示，并归纳为下表6.2.3所示表6-4 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度82503075127655轴段直径45525562726055轴肩高度3.51.53.53.552.56.2.4.3 轴上零件的周向定位 定位均采用圆头普通平键连接。根据文献3中表6-1按查得

20、齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为m6。6.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献3中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6.2.2。6.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6.1.2）做出轴的计算简图（图6.2.2）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于33011型圆锥滚子轴承，由于手册中查得a=19mm。因

21、此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图喝扭矩图（图7.2.4） 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。图6- 3低速轴的受力分析表6-5 低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.3 高速轴的设计6.3.1 轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到6.3.2 初步确定轴的最小直径根据文献3中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献1中的表15-3，取，于是就有 输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型

22、号。根据文献3中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献3中表14-1按转矩变化小查得， 高速轴的转矩（），由3表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据GB/T 5843-2003选用GY2凸缘联轴器，其公称转矩为63N.m。如下表6-6表6-6 GY2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量KgY型J、J1型LL1GY2100800024 25 285238110402860.00173.392256244选取半联轴器

23、的孔径故=25mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度即。6.3.3 轴的结构设计6.3.3.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6-4所示， 图6-4高速轴的结构与装配6.3.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径；式中：轴处轴肩的高度（mm），根据文献3中P364中查得定位轴肩的高度，故取。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动

24、轴承只受径向力作用，根据文献2中表13-1可选30000型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表6-7所示表6-7 320/32型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d32D58T17C13a14.0B17由表6.3.1可得轴承尺寸为，故；而左右两个滚动轴承都采用挡油环进行轴向定位所以。 由手册上查得320/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取齿轮因为齿根圆到键槽处e=3.5mm，而，因为，所以齿轮应该跟轴做成一体的齿轮轴。由前面齿轮设计知小齿轮的齿宽为46，所以，齿轮两端需要开退刀槽，取规格为5

25、×5mm。轴承左端用轴承端盖固定，端盖宽20mm，与联轴器间隔30mm，所根据轴的总体布置简图7.1可知，小圆柱齿轮右端面距箱体左内壁之间距离a=16mm，轴上的两个大小齿轮之间的距离为c=20mm。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=8mm，退刀槽=5mm，因为轴小齿轮比轴大齿轮的宽度大5mm。所以啮合时大齿轮的左端距离小齿轮的左端距离相差2-3mm，取该长度为=3mm，所以：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表66-8所示，表6-8高速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度4250251195

26、齿宽461925轴段直径2530323828齿轮直径3832轴肩高度2.511.5336.3.3.3 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圆头普通平键连接。根据文献3中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为；滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。6.3.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献3中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.5。6.3 中间轴的设计

27、6.1.总结以上数据 表6-9功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角4.90Kw193.94N·m241.29r/min306.15 61.8520°2.求作用在齿轮上的力 3. 初步确定轴的直径 先按3式15-2初步估算轴的最小直径，因为减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选取轴的材料为45号钢，并经调质处理。根据3表15-3取=120，又由2式（15-2）得： 此轴的最小直径分明是安装轴承处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与轴承的孔径相适应，固需同时选取轴承的型号。 4、轴的结构设计 2.初步选择深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初

28、步选取O基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6007，其尺寸为，故。3.取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端应采用轴肩定位，轴肩高度,故取，则轴环处的直径。3.取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端应采用轴肩定位，轴肩高度,故取，则轴环处的直径。4.轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。5. 取齿轮距箱体内壁之距离，齿轮之间的距

29、离。考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知深沟球轴承的宽度,大圆齿轮轮毂长，小圆柱齿轮轮毂长则 6. 两联轴器应与低速轴轴III对其，所以轴环宽度 3）轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按由2表6-1查得平键截面，键槽用剪草铣刀，长为36mm，同时为了保证齿轮 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚子轴承与轴的轴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m6。因为 左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 第七章滚动轴承的选择及计算轴承的功能有

30、两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易与互换等优点，所以应用广泛；它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。低速轴: 轴承6007的校核，即轴的寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表12-4和12-6可取基本额定动负载为 ，该轴承的寿命满足8年要求。第八章键联接的选择及计算键是标准件，通常用于联轴器和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要

31、求。此次设计采用的均为平键连接。8.1键的选择原则键的两侧面是工作面，工作的时候，靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩；键的上表面与轮毂槽底面之间则留有间隙。平键联结不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作业。常用的平键有普通平键和导向平键两种。平键联结具有结构简单，拆装方便。对于中良等优点，因而得到广泛的应用。普通平键用于静联结。A型号或B型号平键，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良好，但当工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。8.2键的选择与结构设计取本设计中间轴段的平键进行说明。由于本设计装置，键所承受的应力不是很大，我们选择A型号圆头普通平键。根据中间轴段的轴径选择键的具体结

32、构如下图 A型号 输入轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，载荷平稳 ，可选，则键联接所能传递的转矩为： 故满足要求。中间轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求。该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求。输出轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求。校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求。第九章联轴器的选择及计算联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有

33、在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。6.1联轴器的选择 根据工作要求，选用弹性套柱销联轴器，型号为LT4.输出轴根据工作条件，选择弹性柱销联轴器，型号为HL3。结构如下图：联轴器的校核 校核公式： 查机械设计手册得，查2表15-3得对于轴:<100N.m 故合格。对于轴： 故合第十章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱直齿轮的圆周速度：中间轴大圆柱直齿轮和小圆柱直齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱直齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油

34、池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献4中表14-2中查得，齿轮润滑油可选用全工业闭式齿轮用油，代号是：，运动粘度为：135 165（单位为：mm²/s）10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择10.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。10.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献4表14-1中查得，滚动轴承润滑可选用通用锂基润滑脂1号。10.3密封方式的选择10.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴

35、承内。10.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。第十一章 减速器箱体及附件的设计11.1减速器箱体的设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。由3P361表15-1设计减速器的具体结构尺寸如下表：名称符号参数设计原则箱体壁厚80.025a+3 8箱盖壁厚180.02a+3 8凸缘厚度箱座b121.5箱盖b1121.51底座b2202.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号M140.

36、036a+12数目n6轴承旁联接螺栓直径d1M100.75 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M8（0.5-0.6）轴承盖螺钉直径d3M8（0.4-0.5）观察孔盖螺钉d4M8（0.3-0.4）d1,d2至外箱壁距离C114C1>=C1mind2至凸缘边缘距离C212C2>=C2min箱体外壁至轴承盖座端面的距离l146C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2102 102 14011.2减速器附件的设计11.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图10.2所示。11.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内

37、压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M16×1.5的通气塞，综上述及根据文献1表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。图10.1 通气塞 图10.2 视孔盖11.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献1表4-7中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。图10.4 油标图10.3 放油螺塞 11.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献1表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图10.4所示。11.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献1表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图10.5和图10