(公式可編輯,電腦查看)一級蝸輪蝸桿(電機(jī)-減速器-開式齒輪-工作機(jī))P=8000 n=35 15年1班

PAGE"pagenumber"37機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書系別：專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：職稱：目錄TOC{\\o\1-2\\\h\\z\\u}第一部分設(shè)計任務(wù)書 _1_9_0000000001\h1一、初始數(shù)據(jù) _1_9_0000000002\h1二.設(shè)計步驟 _1_9_0000000003\h1第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案 _1_9_0000000004\h2一、傳動方案特點 _1_9_0000000005\h2二、計算傳動裝置總效率 _1_9_0000000006\h2第三部分電動機(jī)的選擇 _1_9_0000000007\h23.1電動機(jī)的選擇 _1_9_0000000008\h23.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 _1_9_0000000009\h3第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) _1_9_0000000010\h4（1）各軸轉(zhuǎn)速: _1_9_0000000011\h4（2）各軸輸入功率: _1_9_0000000012\h4（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩: _1_9_0000000013\h5第五部分齒輪的設(shè)計 _1_9_0000000014\h6第六部分開式齒輪的設(shè)計 _1_9_0000000015\h10第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計 _1_9_0000000016\h147.1輸入軸的設(shè)計 _1_9_0000000017\h147.2輸出軸的設(shè)計 _1_9_0000000018\h20第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 _1_9_0000000019\h268.1輸入軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000020\h268.2輸出軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000021\h27第九部分軸承的選擇及校核計算 _1_9_0000000022\h279.1輸入軸的軸承計算與校核 _1_9_0000000023\h279.2輸出軸的軸承計算與校核 _1_9_0000000024\h28第十部分聯(lián)軸器的選擇 _1_9_0000000025\h2810.1輸入端聯(lián)軸器的設(shè)計 _1_9_0000000026\h28第十一部分減速器的潤滑和密封 _1_9_0000000027\h2911.1減速器的潤滑 _1_9_0000000028\h2911.2減速器的密封 _1_9_0000000029\h30第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 _1_9_0000000030\h3012.1減速器附件的設(shè)計與選取 _1_9_0000000031\h3012.2減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 _1_9_0000000032\h35設(shè)計小結(jié) _1_9_0000000033\h36參考文獻(xiàn) _1_9_0000000034\h37第一部分設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計一級蝸輪蝸桿齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)P=8000W，n=35r/min，設(shè)計年限（壽命）：15年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.設(shè)計步驟·傳動裝置總體設(shè)計方案·電動機(jī)的選擇·確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比·計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)·齒輪的設(shè)計·滾動軸承和傳動軸的設(shè)計·鍵聯(lián)接設(shè)計·箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案一、傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、開式齒輪、工作機(jī)組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：根據(jù)要求和原始數(shù)據(jù)，選擇電動機(jī)-齒輪減速器-開式齒輪-工作機(jī)的設(shè)計方案。二、計算傳動裝置總效率ηh1為軸承的效率，h2為齒輪的效率，h3為聯(lián)軸器的效率，h4為開式齒輪的效率，h5為工作機(jī)的效率。第三部分電動機(jī)的選擇3.1電動機(jī)的選擇工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:n工作機(jī)的功率Pw:P電動機(jī)所需工作功率為:P工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級蝸輪蝸桿減速器傳動比i=10～40，外齒輪傳動比ik=3～5，則總傳動比范圍為ia=30～200，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(30～200)×35=1050～7000r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y160M2-2的三相異步電動機(jī)，額定功率為15Kw，滿載轉(zhuǎn)速2930r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。電動機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012×373.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:i（2）分配傳動裝置傳動比:i式中i、ik分別為減速器、開式齒輪的傳動比。為使開式齒輪外廓尺寸不致過大，初步取ik=3.5，則減速器傳動比為:i第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n輸出軸：n小開式齒輪軸：n工作機(jī)軸：n（2）各軸輸入功率:輸入軸：P輸出軸：P小開式齒輪軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P輸出軸：P小開式齒輪軸：P工作機(jī)軸：P（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：T輸入軸：T輸出軸：T小開式齒輪軸：T工作機(jī)軸：T各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：T輸出軸：T小開式齒輪軸：T工作機(jī)軸：T第五部分齒輪的設(shè)計1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。2.選擇材料及精度等級考慮蝸桿的功率和速度，蝸桿采用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，選用8級精度。3.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由式（11-10）m（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2根據(jù)第四部分計算T（2）確定載荷系數(shù)K根據(jù)減速器工作條件，取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；根據(jù)減速器工作條件可取動載系數(shù)KV=1.05；則：K（3）確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故Z（4）確定蝸桿頭數(shù)Z1和蝸輪齒數(shù)Z2根據(jù)傳動比選擇蝸桿頭數(shù)Z1=2，則蝸輪齒數(shù)Z2=Z1（5）確定許用接觸應(yīng)力[sH]根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力σ應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由于2.65×108＞25×107，則N=25×107壽命系數(shù)：K則：σ（6）計算m2d1值m因Z1=2，故從表11-2中取模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63。4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）中心距a（2）蝸桿軸向齒距：p直徑系數(shù)：q齒頂圓直徑：d齒根圓直徑：d分度圓導(dǎo)程角：γ蝸桿軸向齒厚：s蝸桿寬度：b（3）蝸輪蝸輪分度圓直徑：d蝸輪喉圓直徑：d蝸輪齒根圓直徑：d蝸輪咽喉母圓半徑：r蝸輪寬度：B蝸輪頂圓直徑：d5.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度σ當(dāng)量齒數(shù)：Z根據(jù)ZV2=50.91，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.34螺旋角系數(shù)：Y許用彎曲應(yīng)力：從表11-8中查得鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力σ由于2.65×108＞25×107，則N=25×107壽命系數(shù)：Kσσ彎曲強(qiáng)度是滿足的。6.驗算效率η相對滑動速度：V從表11-18中用插值法查得fv=0.0161、jv=0.9229；已知g=11°18′36″=11.31°代入下式中得：η7.熱平衡核算取油溫t0=70°，周圍空氣溫度ta=20°，通風(fēng)良好，取ad=15W/(m2?℃)，傳動效率為h=0.89，則散熱面積S為S主要設(shè)計結(jié)論模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63mm，蝸桿頭數(shù)Z1=2，蝸輪齒數(shù)Z2=48，中心距Z2a=182.7mm。蝸桿材料用45鋼，齒面淬火；蝸輪材料用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。其他重要齒輪參數(shù)總結(jié)和計算名稱代號計算關(guān)系式取值蝸桿直徑系數(shù)qq=d1/m10蝸桿軸向齒距papa=π×m19.782mm蝸桿導(dǎo)程pzpz=π×m×Z139.56mm蝸桿分度圓直徑d1d1=m×q63mm蝸桿齒頂圓直徑da1da1=d1+2×ha×m75.6mm蝸桿齒根圓直徑df1df1=d1-2×(ha+c)×m47.88mm蝸桿導(dǎo)程角γtanγ=mZ1/d1=Z1/q11°18′36″蝸桿齒寬b1b1≈(11+0.06×Z2)×m+25112mm蝸輪分度圓直徑d2d2=m×Z2302.4mm蝸輪喉圓直徑da2da2=d2+2×ha×m315mm蝸輪齒根圓直徑df2df2=d2-2×(ha+c)×m287.28mm蝸輪咽喉母圓半徑rg2rg2=a-0.5×da225.2mm蝸輪寬度BB≤0.75da156mm蝸輪頂圓直徑de2de2≤da2+1.5×m324mm第六部分開式齒輪的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=25，大齒輪齒數(shù)Z2=25×3.5=87.5，取Z2=88。（4）壓力角a=20°。2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式試算齒輪模數(shù)，即m1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T③選取齒寬系數(shù)fd=1。④計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε端面壓力角：αα端面重合度：ε重合度系數(shù)：Y⑤由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YY⑥計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1=500MPa、sFlim2=380MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87、KFN2=0.9。取安全系數(shù)S=1.4，得σσYY因為大齒輪的YFY2）試算齒輪模數(shù)m（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vdv②齒寬bb③齒高h(yuǎn)及寬高比b/hhb2）計算實際載荷系數(shù)KF①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.51m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KVv=1.05。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KF④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHβ=1.463，結(jié)合則載荷系數(shù)為：K3）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn=4。3.幾何尺寸計算1）計算中心距a（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑dd（3）計算齒輪寬度b取b2=100mm、b1=105mm。主要設(shè)計結(jié)論：齒數(shù)Z1=25、Z2=88，模數(shù)mn=4mm，壓力角a=20°，中心距a=226mm，齒寬b1=105mm、b2=100mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)Z2588齒寬b105mm100mm分度圓直徑d100mm352mm齒頂高系數(shù)ha1.0mm1.0mm頂隙系數(shù)c0.25mm0.25mm齒頂高h(yuǎn)am×ha4mm4mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)5mm5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2×ha108mm360mm齒根圓直徑dfd-2×hf90mm342mm第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1輸入軸的設(shè)計1.蝸桿軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P2.求作用在齒輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑為:d蝸輪的分度圓直徑為:d則:FFF3.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0=112，得：d蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35故取d12=35mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=40mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。聯(lián)軸器軸孔長度L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器軸孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12=58mm。2）初步選擇軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T=45×85×20.75mm，故d34=d78=45mm，取擋油環(huán)的寬度為2，則l34=l78=20.75+2=22.75mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=52mm。3）由于蝸桿和蝸桿軸是一體軸。所以l56=b1=112mm，d56=da1=75.6mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取蝸輪頂圓距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，取蝸桿軸安裝軸承處箱體內(nèi)凸臺距箱體內(nèi)壁距離為t，取t=10+T+2=10+20.75+2=32.75mm，則l至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段第七段直徑(mm)3540455275.65245長度(mm)585022.7583.3511283.3522.756.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖:根據(jù)30209軸承查手冊得a=18.6mm聯(lián)軸器中點距左支點距離:L齒寬中點距左支點距離:L齒寬中點距右支點距離:L2）計算軸的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右側(cè)軸承1的總支承反力：F左側(cè)軸承2的總支承反力：F3）計算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點截面C處的水平彎矩：M截面B處的水平彎矩：M4）計算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點C處左側(cè)的垂直彎矩：M蝸桿受力點C處右側(cè)的垂直彎矩：M5）計算合成彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點C處左側(cè)的合成彎矩：M蝸桿受力點C處右側(cè)的合成彎矩：M支點B處的合成彎矩：M6）繪制扭矩圖T7）計算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處的當(dāng)量彎矩：M截面B處的當(dāng)量彎矩：M截面C處左側(cè)的當(dāng)量彎矩：M截面C處右側(cè)的當(dāng)量彎矩：M截面D處的當(dāng)量彎矩：M8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，則軸的計算應(yīng)力：σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2輸出軸的設(shè)計1.輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2.求作用在蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑為:d已知蝸輪的分度圓直徑為:d則:FFF3.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0=112，得：d輸出軸的最小直徑是安裝開式齒輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12=49mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足開式齒輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=54mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=54mm。開式小齒輪寬度B=105mm，為了保證軸端擋圈只壓在開式小齒輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比開式小齒輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=103mm。2）初步選擇軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=54mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T=55×100×22.75mm，故d34=d67=55mm，則=l67=T=22.75mm。左端軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d56=64mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=60mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。取蝸輪輪轂的寬度為L=1.2×d45=93mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=91mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與開式小齒輪左端面有一定距離，取l23=50mm。5）取蝸輪輪轂端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=22.75mm，則：ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段直徑(mm)495455606455長度(mm)1035048.75912422.756.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖:根據(jù)30211軸承查手冊得a=21mm齒寬中點距左支點距離:L齒寬中點距右支點距離:L開式小齒輪中點距右支點距離:L2）計算軸的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右側(cè)軸承1的總支承反力：F左側(cè)軸承2的總支承反力：F3）計算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的水平彎矩：M齒輪所在軸截面C右側(cè)在水平面上所受彎矩：M齒輪所在軸截面C左側(cè)在水平面上所受彎矩：M截面D在水平面上所受彎矩：M4）計算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：截面A在垂直面上所受彎矩：M截面B在垂直面上所受彎矩：M齒輪所在軸截面C在垂直面上所受彎矩：M截面D在垂直面上所受彎矩：M5）計算合成彎矩并繪制彎矩圖：截面A處的合成彎矩：M截面B處的合成彎矩：M齒輪所在截面C處的合成彎矩：M截面D處的合成彎矩：M6）繪制扭矩圖T7）計算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處的當(dāng)量彎矩：M截面B處的當(dāng)量彎矩：M截面C處的當(dāng)量彎矩：M截面C處的當(dāng)量彎矩：M8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，則軸的計算應(yīng)力：σ故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長度:l′=50-10=40mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2輸出軸鍵選擇與校核(1)校核第一段軸處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×100mm，接觸長度:l′=100-14=86mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)大齒輪處鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×80mm，接觸長度:l′=80-18=62mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：L9.1輸入軸的軸承計算與校核（1）初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承既受徑向力也受軸向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:30209軸承，Cr=67.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2輸出軸的軸承計算與校核（1）初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承既受徑向力也受軸向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr=90.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分聯(lián)軸器的選擇10.1輸入端聯(lián)軸器的設(shè)計（1）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T由表查得KAT（2）型號選擇選用LT5型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=125Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=4600r/min，軸孔直徑為35mm，軸孔長度為60mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分減速器的潤滑和密封11.1減速器的潤滑（1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn)=13.86mm＞10mm，取浸油深度為14mm，則油的深度H為H根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118cSt。（2）軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v=2.08m/s＞2m/s，所以采用油潤滑。這是閉式齒輪傳動裝置中的軸承常用的潤滑方法，即利用齒輪的轉(zhuǎn)動把潤滑齒輪的油甩到四周壁面上，然后通過適當(dāng)?shù)臏喜郯延鸵胼S承中去。11.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v＜3m/s，輸出軸與軸承蓋間v＜3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1減速器附件的設(shè)計與選取（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下：查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：代號L1L2b1b2dRh取值(mm)1201059075754（2）放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：（3）油標(biāo)（油尺）油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊，本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下：（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊耳尺寸計算：代號計算公式取值(mm)KK=C1+C2=16+1430HH=0.8×K=0.8×3024hh=0.5×H=0.5×2412rr=0.25×K=0.25×308bb=(1.8～2.5)δ=(1.8～2.5)×1020（6）起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下：（7）定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于裝拆，定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下：12.2減速器箱體主要