機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書--一級斜齒出入聯(lián)軸器.doc

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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、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)任務(wù)書要求，確定傳動方案為電動機(jī)-斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二. 計算傳動裝置總效率ha=h12h2h32h4=0.9820.970.9920.96=0.877h1為軸承的效率,h2為齒輪傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作機(jī)的效率。第三部分 電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:n=300r/min工作機(jī)的功率pw:pw= 14.29 KW電動機(jī)所需工作功率為:pd= 16.29 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 300 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=210，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = in = (210)300 = 6003000r/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Y180M-4的三相異步電動機(jī)，額定功率為18.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1470r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/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HLHDABKDEFG180mm67043027924115mm481101442.53.2 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:ia=nm/n=1470/300=4.9（2）分配傳動裝置傳動比:ia= i則減速器傳動比為:i = ia = 4.9第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm = 1470 r/min輸出軸：nII = nI/i = 1470/4.9 = 300 r/min工作機(jī)軸：nIII = nII = 300 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh3 = 16.290.99 = 16.13 KW輸出軸：PII = PIh1h2 = 16.130.980.97 = 15.33 KW工作機(jī)軸：PIII = PIIh1h3 = 15.330.980.99 = 14.87 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.98 = 15.81 KW輸出軸：PII = PII0.98 = 15.02 KW工作機(jī)軸：PIII = PIII0.98 = 14.57 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdh3 電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 105.83 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdh3 = 105.830.99 = 104.77 Nm輸出軸：TII = TIih1h2 = 104.774.90.980.97 = 488.01 Nm工作機(jī)軸：TIII = TIIh1h3 = 488.010.980.99 = 473.47 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.98 = 102.67 Nm輸出軸：TII = TII0.98 = 478.25 Nm輸出軸：TIII = TIII0.98 = 464 Nm第五部分 齒輪傳動的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 27，大齒輪齒數(shù)z2 = 274.9 = 132.3，取z2= 133。（4）初選螺旋角b = 14。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 104.77 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos27cos20.561/(27+21cos14) = 29.138aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos133cos20.561/(133+21cos14) = 22.658端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 27(tan29.138-tan20.561)+133(tan22.658-tan20.561)/2 = 1.68軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 127tan(14)/ = 2.143重合度系數(shù)：Ze = = = 0.626由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60147011025028 = 3.53109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.53109/4.9 = 7.2108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 489.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 51.599 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 3.97 m/s齒寬bb = = = 51.599 mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 3.97 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.14。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000104.77/51.599 = 4060.931 NKAFt1/b = 1.254060.931/51.599 = 98.38 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.346。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.141.41.346 = 2.6853）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 51.599 = 61.317 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z1 = 61.317cos14/27 = 2.204 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a = = = 164.893 mm中心距圓整為a = 165 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 14.148即：b = 14853（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 55.687 mmd2 = = = 274.312 mm（4）計算齒輪寬度b = sdd1 = 155.687 = 55.687 mm取b2 = 56 mm、b1 = 61 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 27/cos314.148 = 29.611ZV2 = Z2/cos3b = 133/cos314.148 = 145.862計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan14.148cos20.561) = 13.281當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.68/cos213.281= 1.774軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 127tan14.148/ = 2.166重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.774 = 0.673計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-2.166 = 0.745由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.346，結(jié)合b/h = 12.44查圖得KFb = 1.316則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.251.141.41.316 = 2.625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 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 184.096 MPa sF1sF2 = = = 175.763 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 27、z2 = 133，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 14.148= 14853，中心距a = 165 mm，齒寬b1 = 61 mm、b2 = 56 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z27133螺旋角左14853右14853齒寬b61mm56mm分度圓直徑d55.687mm274.312mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha59.687mm278.312mm齒根圓直徑dfd-2hf50.687mm269.312mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計6.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 16.13 KW n1 = 1470 r/min T1 = 104.77 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 55.687 mm 則:Ft = = = 3762.8 NFr = Ft = 3762.8 = 1412.3 NFa = Fttanb = 3762.8tan14.1480 = 948 N3.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：dmin = A0 = 112 = 24.9 mm 輸入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 = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT1 = 1.5104.77 = 157.2 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT6型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32 mm故取d12 = 32 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。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 = 38 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 42 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，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)軸器轂孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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 = 38 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為dDT = 408019.75 mm，故d34 = d78 = 40 mm，而l34 = l78 = 19.75 mm。 軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 61 mm，d56 = d1 = 55.687 mm 4）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 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，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 = 8 mm，則l45 = +s = 16+8 = 24 mml67 = +s = 24 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30208軸承查手冊得a = 16.9 mm 聯(lián)軸器中點距左支點距離L1 = 60/2+50+16.9 = 96.9 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 61/2+19.75+24-16.9 = 57.4 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 61/2+24+19.75-16.9 = 57.4 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1881.4 NFNH2 = = = 1881.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 936.1 NFNV2 = = = -476.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1881.457.4 Nmm = 107992 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 936.157.4 Nmm = 53732 NmmMV2 = FNV2L3 = -476.257.4 Nmm = -27334 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 120621 NmmM2 = = 111398 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.9 MPas-1 = 60 MPa 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.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 15.33 KW n2 = 300 r/min T2 = 488.01 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 274.312 mm 則:Ft = = = 3558.1 NFr = Ft = 3558.1 = 1335.5 NFa = Fttanb = 3558.1tan14.148 = 896.4 N3.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，于是得dmin = A0 = 112 = 41.6 mm 輸出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 = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5488.01 = 732 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。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）為了滿足半聯(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 = 56 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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 = 56 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為dDT = 60mm110mm23.75mm，故d34 = d67 = 60 mm；而l67 = 23.75 mm 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 65 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 56 mm，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 = 54 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，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 = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 23.75 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mml56 = s+2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30212軸承查手冊得a = 22.3 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 56/2-2+52.25-22.3 = 56 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 56/2+26.5+23.75-22.3 = 56 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1779 NFNH2 = = = 1779 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1765.5 NFNV2 = = = 430 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 177956 Nmm = 99624 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1765.556 Nmm = 98868 NmmMV2 = FNV2L3 = 43056 Nmm = 24080 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 140356 NmmM2 = = 102493 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-1 = 60 MPa 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：第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1 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：bhl = 10mm8mm50mm，接觸長度:l = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2584032120/1000 = 307.2 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm50mm，接觸長度:l = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25113256120/1000 = 686.4 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 1028250 = 40000 h8.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，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 = XFr+YFa = 11412.3+0948 = 1412.3 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1412.3 = 16375 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30208軸承，Cr = 63 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.52106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，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 = XFr+YFa = 11335.5+0896.4 = 1335.5 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1335.5 = 9613 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30212軸承，Cr = 102 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.04108Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1 輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T1 = 104.77 Nm由表查得KA = 1.5，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT1 = 1.5104.77 = 157.2 Nm2.型號選擇 選用LT6型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 250 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3800 r/min，軸孔直徑為32 mm，軸孔長度為60 mm。Tca = 157.2 Nm T = 250 Nmn1 = 1470 r/min n = 3800 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。9.2 輸出軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T2 = 488.01 Nm由表查得KA = 1.5，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT2 = 1.5488.01 = 732 Nm2.型號選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度為84 mm。Tca = 732 Nm T = 1000 Nmn2 = 300 r/min n = 2850 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十部分 減速器的潤滑和密封10.1 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。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/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。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為100潤滑油，粘度薦用值為81.5 cSt。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。由于大齒輪圓周速度v = 3.97 m/s 2 m/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。10.2 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(yùn)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(yùn)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